6. Определение сил в полюсе зацепления

Нормальные силы взаимодействия колес направлены по общей нормали к профилям зубьев, при этом P_n1 = -P_n2. Усилие можно разложить на составляющие:

P₁ – окружное усилие,

T₁ – радиальную силу, направленную по радиусу к центру колеса; T₁ = - T₂.

Для прямозубых некорригированных цилиндрических колёс

Окружное усилие (стр.508 [8])

.

Радиальная сила (стр.508 [8])

В табл. 2 приведены основные параметры зубчатой передачи.

Таблица 2 Основные параметры зубчатой передачи

№ п/п	Наименование параметра и размерность	Обозначение	Значение
1.	Момент на ведомом валу,	М2	263
2.	Частота вращения вала, – ведущего – ведомого	n1 n2	1440 288
3.	Межосевое расстояние, мм	aw	160
4.	Число зубьев – шестерни – колеса	z1 z2	21 107
5.	Модуль зубьев нормальный, мм	mn	2,5
6.	Передаточное число	U	5
7.	Материал колес, термообработка	cталь 45, улучшение
8.	Твердость рабочих поверхностей зубьев – шестерни – колеса	НВ1 HB2	230 200
9.	Тип передачи	прямозубая
10.	Угол наклона зуба, град	β	0
11.	Диаметры делительных окружностей, мм – шестерни – колеса	d1 d2	53 267
12.	Ширина зубчатого венца, мм – шестерни – колеса	b1 b2	45 40
13.	Силы, действующие в зацеплении, Н – окружная – радиальная	P T1	2068 753

Расчет цепной передачи (i₂ = 3)

1. Расчет.

Выбор типа цепи. Цепная передача является последней ступенью привода, поэтому при небольшой скорости движения она будет нагру­жена значительно. Выбираем приводную роликовую цепь.

2. Вращающий момент, передаваемый ведущей звездочкой, М₂=263Н·м

3. Выбор числа зубьев звездочек. Учитывая малую скорость цепи, примем число

зубьев ведущей звездочки z₃ = 25.

для ведомой звездочки z₄ = z₃i₂ = 25·3 = 75.

4. Расчетный коэффициент нагрузки К_э=k_д k_А k_н k_р k_с k_п

где k_д — динамический коэффициент. При спокойной нагрузке (привод конвейера) примем k_д = 1;

k_A учитывает влияние межосевого расстоя­ния. При А_ц=(30…50)·t·k_A=1 (полагаем, что А_ц будет в указан­ных пределах);

k_н учитывает влияние угла наклона передачи. При наклоне до 60° k_H = 1 (в нашем случае наклон 45°);

k_р учитывает способ регулирования натяжения цепи. Согласно схеме натяжение не предусматривается. Поэтому k_p = 1,25;

k_c учитывает способ смазки цепи. Смазка перио­дическая, k_c = 1,5;

k_n учитывает продолжительность работы; при односменной работе k_n=1;

К_э=1·1·1·1,25·1,5·1=1,88

5. Определяем вращающий момент на валу барабана

Принимаем к. п. д. передачи 𝜂= 0,94 и вычисляем вращающий момент на валу ведущей звездочки

Частота вращения ее

Здесь

По найденной частоте вращения п_б на основании табл. 12.10 при­нимаем ориентировочно [р]=22 Н/мм² (примерно среднее значение для цепей с шагом 19,5 и 25,4 мм при 286 об/мин).

По формуле (12.17) вычисляем шаг цепи по формуле (12.17):

Округляем до ближайшего большего значения t=38,1мм

Проверяем цепь по допускаемой частоте вращения: из табл. 12.8 имеем п_1тах = 550 об/мин - условие п₁=265 < п_1так выполнено. Уточняем среднее расчетное давление в шарнирах; из формулы

По табл. 12.10 при найденных п₁ и t с учетом примечания 1, [р]≈23 Н/мм²; условие р≤[p] выполнено.

Итак, принимаем цепь с шагом t = 38,1 мм; из табл. 12.1 выписываем ее данные:

Цепь ПР 38,1—10000 ГОСТ 10947—64, диаметр валика d = 11,12 мм; длина втулки В = 35,5 мм; диаметр ролика D = 22,23 мм; толщина пластин s=4,8 мм; ширина пластин b=36,1 мм; разрывное усилие Q=10000 кгс ≈ 98кН; масса 1 м цепи q=5,5 кг/м.