4.13 Проверка зубьев колес по кон­тактным напряжениям.

Расчетное кон­тактное напряжение

где для косозубых колес К_Н = 1,1; К_Н=2,710⁵; К_Н= 1,155; K_Hv = 1,01.

условие выполняется

5. Расчет цепной передачи

Проектирование цепной передачи обусловлено в первую очередь правильным выбором типоразмера цепи, который устанавливается из условия допускаемого значения среднего давления в шарнире звена и принятого значения межосевого расстояния.

5.1. Расчетное значение шага.

Здесь T – вращающий момент на валу меньшей звездочки.

z₁– число зубьев малой (ведущей) звездочки. Рекомендуемое значение z₁= 31 – 2u_ц= 31 - 22 = 27 > 17. Принимаем значение из стандартного ряда z₁= 25. Число зубьев ведомой звездочки z₂ = u_цz₁= 228 = 50120. Принимаем значение из стандартного ряда z₂= 50.

[p] – допускаемое среднее давление, [p] = 27 МПа.

Коэффициент эксплуатации: К_Э= КК_аК_сК_К_рК_рег, где

К – коэффициент, учитывающий характер нагрузки (при спокойной нагрузке К = 1)

К_а – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния; при а = (30…50)t, К_а= 1.

К_с– коэффициент вида смазывания, при периодическом смазывании К_с= 1,5.

К_– коэффициент наклона линии центров звездочек к горизонту, при60, К_= 1.

К_р– коэффициент режима работы, при двухсменном режиме К_р= 1,25.

К_рег– коэффициент способа регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании К_рег= 1,15.

Т.о. К_Э= 111,511,251,15 = 2,15625

В результате значение шага:

Принимаем стандартное значение шага t = 31,75 мм.

Выбираем цепь ПР-31,75-8850.

5.2. Скорость вращения ведущей звездочки.

5.3. Предварительное значение межосевого расстояния.

Из условия обеспечения угла обхвата ведущей звездочки ₁= 120.

a₀­ = (30…50)t = (30…50) 31,75 = 952,5…1587,5 мм.

Принимаем межосевое расстояние равным a₀­ = 1005 мм.

5.4.Число звеньев в цепи:

L_t= 2a_t+ 0,5z_+₂/a_t,

где a_t = a / t = 1005 / 31,75 = 31,65

z_ = z₁ + z₂ = 25+50 = 75

₂= (z₂ – z₁) / 2 = 3,98

L_t= 231,65 + 0,575 + 3,98/31,65 = 100,9.

Принимаем L_t= 101.

5.5. Уточняем межосевое расстояние

Так как холостая ветвь цепи должна свободно провисать на величину f0,01a, то при монтаже цепной передачи предусматривается возможность уменьшения a, т.е. значение монтажного межосевого расстояния уменьшается на 0,2…0,4%. Следовательно a = 1000 мм.

5.6. Окружная сила.

F = P/v =3578,75/1,29 = 2774,22 Н

5.7. Приближенная нагрузка на валы и опоры

Q = 1,15F = 1,152774,22 = 3190,35 Н.

5.8.Проверяем значение удельного давления цепи

p = FK_э/ S_оп[p]

где S_оп– проекция опорной поверхности шарнира однорядной цепи S_оп= 262 мм²;

Таким образом p = 2774,222,1562510⁶/ 262 = 22,8 МПа < 27 МПа

Условие выполняется.

5.9. Определяем основные размеры звездочек цепной передачи (мм).

Ведущая звездочка:

Делительный диаметр:

Диаметр окружности выступов:

Диаметр окружности впадин:

Радиус впадины:

Радиус закругления зуба:

Радиус закругления:

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления:

Диаметр обода наибольший:

Ширина зуба звездочки:

Длина ступицы: ,где d – диаметр вала, d = 40 мм.

Диаметр ступицы: ,

где b_ст– толщина ступицы b_ст=(0,8…2,5)t = 25,4…79,38 = 40 мм

Ведомая звездочка:

Делительный диаметр:

Диаметр окружности выступов:

Диаметр окружности впадин:

Радиус впадины:

Радиус закругления зуба:

Радиус закругления:

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления:

Диаметр обода наибольший:

Ширина зуба звездочки:

Длина ступицы: , где d–диаметр вала, d=50 мм.

Диаметр ступицы: ,

где b_ст– толщина ступицы b_ст=(0,8…2,5)t = 25,4…79,38 = 50 мм

6. Проектный расчет.

6.1 Диаметры валов

Диаметры различных участков валов редуктора определяем следующим образом:

Быстроходный вал

Диаметр d выходного конца:

d (7…8)³Т_Б= (7…8)³39 = 23,7…27,1 мм.

Принимаем d = 24 мм.

Диаметр вала под подшипник d_п d + 2t28 мм,

где высота буртика t= 2мм;

Принимаем d_п =30мм.

Диаметр d_бп d_п + 3r  36 мм.

где координата фаски подшипника r= 2мм;

Принимаем d_бп= 36мм.

Промежуточный вал

Диаметр d_к: d_к(6…7)³Т_Пр= (6…7)³133 = 30,6… 35,7 мм.

Принимаем d_к= 34 мм.

Диаметр d_бк: d_бкd_к+ 3f = 37,6 мм.

где размер фаски f = 1,2 мм;

Принимаем d_бк= 38 мм.

Диаметр d_бп: d_бпd_п+ 3r = 36 мм.

где координата фаски подшипника r = 2 мм;

Принимаем d_бп= 67 мм.

Диаметр вала под подшипник d_п d_k= 34 мм,

Принимаем d_п =30мм.

Тихоходный вал

Диаметр d выходного конца:

d (5…6)³Т_Т= (5…6)³350,9 = 35,3… 42,3 мм.

Принимаем d = 40 мм.

Диаметр вала под подшипник d_п d + 2t45 мм,

где высота буртика t= 2,5мм;

Принимаем d_п =45мм.

Диаметр d_бп d_п + 3r  54 мм.

где координата фаски подшипника r= 3мм;

Принимаем d_бп= 56мм.

Диаметр d_к d_бп = 56 мм.

6.2 Конструктивные размеры колес

6.2.1 Быстроходная ступень

Шестерня выполняется за одно целое с валом. Ее размеры:

d₁= 44,2мм;d_a1= 46,2мм;b₁= 1,08·b₂44мм.

Зубчатое колесо кованое. Его размеры:

d₂= 155,8мм;d_a2= 157,8мм;b₂= 40мм.

Диаметр ступицы колеса: d_ст = 1,5*d + 10мм = 1,5*36 + 10мм= 64мм.

Длина ступицы колеса: l_ст= (1,2…1,5)*d= (1,2…1,5)*36 = 43,2…54мм.

принимаем l_ст= 50мм.

Толщина обода: = (2,5…4)*m= (2,5…4)*1 мм= 2,5…4мм.

принимаем = 4мм.

Толщина диска: С= 0,3*b₂= 0,3*40мм= 12мм.

Диаметр центровой окружности: D_отв= (D_о+d_ст) * 0,5

D_o = d_a2 – [2 + 2(2,4m + 2m)] = 157,8 – [2*4 + 2*(2,4*1 + 2*1)] = 141 мм.

D_отв = (141 + 61) * 0,5 = 101 мм.

Диаметр отверстий в колесе:

d_отв¼ (D_o - d_ст) = ¼ (141 - 61) = 20мм.

принимаем d_отв= 20мм.