5 Расчет открытой цепной передачи

Шаг цепи

где [p] = 35 МПа – допускаемое давление в шарнирах.

К_э – коэффициент эксплуатации /1c.93/:

К_э = К_дК_сК_К_регК_р,

где К_д = 1 – коэффициент динамической нагрузки,

К_с = 1,5 – смазка периодическая,

К_ = 1,0 – наклон линии центров < 60º,

К_рег = 1,25 – нерегулируемая передача,

К_р = 1,25 – работа в две смены.

К_э = 1,51,25∙1,25 = 2,34.

z₁ – число зубьев малой звездочки,

z₁ = 29 – 2u = 29 – 22,41 = 24,2,

принимаем ближайшее нечетное значение z₁ = 25

р = 2,8(21910³2,34/2535)^1/3 = 36,1 мм

Принимаем ближайшее большее значение р= 38,1 мм /1c.441/:

- разрушающая нагрузка Q =127,0 кН;

- масса одного метра цепи q = 2,2 кг/м;

- диаметр валика d₁ = 11,1 мм;

- ширина внутреннего звена b₃ = 25,40 мм

Уточняем разрушающую нагрузку [p] = 35,1 МПа /1c.94/.

Число зубьев ведомой звездочки:

z₂ = z₁u = 252,41 = 60,3

Принимаем z₂ = 61

Фактическое передаточное число

u₂ = z₂/z₁ = 61/25 = 2,44

Отклонение фактического передаточного числа от номинального

δ = (2,44 – 2,41)100/2,41 = 1,2% < 3%

Межосевое расстояние

а_р = 0,25{L_p-0,5z_c+[(L_p-0,5z_c)² – 8²]^0,5}

где L_p – число звеньев цепи,

z_c – суммарное число зубьев,

z_c =z₁+z₂ = 25+61 = 86,

 = (z₂ – z₁)/2 = (61 – 25)/2 = 5,73

L_p = 2a_p+0,5z_c+²/a_p = 240+0,586 + 5,73²/40 = 123,8

где а_р = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно),

принимаем L_p = 124

а_р = 0,25{124 – 0,586 +[(124 – 0,586)² – 85,73²]^0,5} = 40,4

a = a_pp = 40,438,10 = 1539 мм.

Длина цепи

l = L_pp = 124·38,10 =4724 мм

Определяем диаметры звездочек

Делительные диаметры

d_д = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:

d_д1 = 38,10/[sin(180/25)] = 304 мм,

ведомая звездочка:

d_д2 = 38,10/[sin(180/61)] = 740 мм.

Диаметры выступов

D_e = p(K+K_z – 0,31/)

где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба

 – геометрическая характеристика зацепления,

К_z – коэффициент числа зубьев

 = р/d₁ = 38,10/11,1 = 3,43,

К_z1 = ctg180/z₁ = ctg180/25 = 7,92,

К_z2 = ctg180/z₂ = ctg180/61 = 19,40,

D_e1 = 38,10(0,7+7,92 – 0,31/3,43) = 324 мм,

D_e2 = 38,10(0,7+19,40 – 0,31/3,43) = 762 мм.

Диаметры впадин:

D_f = d_д – (d₁ – 0,175d_д^0,5)

D_f1= 304 – (11,1 – 0,1753011,5) = 296 мм

D_f2= 740 – (11,1 – 0,175740^0,5) = 734 мм

Ширина зуба:

b = 0,93b₃ – 0,15 = 0,9325,40 – 0,15 = 23,47 мм

Толщина диска:

С = b+2r₄ = 23,47+22,5 = 28,5 мм

где r₄ = 2,5 мм при шаге > 35 мм

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 1510³/p = 1510³/38,10 = 394 об/мин

Условие n = 39 < [n] = 394 об/мин выполняется.

Число ударов цепи

U = 4z₁n₂/60L_p = 42539/60124 = 0,5

Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/38,10 = 13

Условие U < [u] выполняется.

Фактическая скорость цепи

v = z₁pn₂/6010³ = 2538,1039/6010³ = 0,62 м/с

Окружная сила:

F_t = Р₂/v = 0,894·10³/0,62 = 5265 H

Давление в шарнирах цепи

p = F_tK_э/А,

где А = 394 мм² – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи /2 c.147/

р = 52652,34/394 = 31,3 МПа.

Условие р < [p] = 35,1 МПа не выполняется.

Коэффициент запаса прочности

s = Q/(k_дF_t+F_v+F₀)

где F_v – центробежная сила

F₀ – натяжение от провисания цепи.

F_v = qv² = 2,20,62² = 2 H

F₀ = 9,8k_fqa = 9,83,02,21,539 = 249 H

где k_f = 3,0 – для наклонной передачи (θ = 30º)

s =127000/(15265+249+ 2) = 23,0 > [s] = 7,0 /1c.97/.

Сила давления на вал

F_в = k_вF_t+2F₀ = 1,155265+2249 = 6553 H.

где k_в = 1,15 – коэффициент нагрузки вала.

Так как условия р < [p] и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении червячной передачи

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 6392 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 =2327 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 =1296 H.

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

F_м = 100·Т₁^1/2 = 100·11,5^1/2 = 636 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал

F_в = 6553 H.

Горизонтальная и вертикальная составляющие консольной силы от цепной передачи, действующие на вал

F_вв= F_в sinθ = 6553sin30° = 3276 H

F_вг = F_вcosθ = 6553cos30° = 5675 H

Рис. 6.1 – Схема нагружения валов червячного редуктора