4.1.6. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталость

Расчетное местное напряжение при изгибе [5, с. 29]:

где K_F – коэффициент нагрузки:

K_F = K_А · K_Fv · K_Fβ · K_Fα,

где =1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку.

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых передач зависит от степени точности. Для 9-й степени точности .[1,с.59, табл.5.9]

–коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

.[1, рис.5.4 ]

K_Fv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса [5, с. 30, табл. 13]:

– удельная окружная динамическая сила [6, с. 30, табл. 13].

где –коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи [1,табл. 5.7].

_{Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возн}икающую в зацеплении до зоны резонанса:

Коэффициент нагрузки:

K_F = K_А· K_Fv · K_Fβ · K_Fα = 1·1.229·1.06·1.35 = 1.759.

– коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для косозубых передач [5, с. 32, табл. 13]:

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для косозубых передач при

Определим эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса [6, с. 62, табл. 20].

Z_V1 = Z₁/ cos³β = 32/ cos³10,263° = 33.741;

Z_V2 = Z₂ / cos³β = 99/ cos³10,263° = 104.385.

– коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Они зависит от числа зубьев шестерни и колеса[1, c.58]:

Определим отношение σ_FP / Y_FS:

σ_{FP 1} / Y_{FS 1} = 329.41 / 3.75 =87.843;

σ_{FP 2} / Y_{FS 2} = 277.94 / 3.6 = 77.206.

Расчет по изгибным напряжениям ведем для колеса, так как

σ_FP 2 / Y_{FS 2} < σ_{FP 1} / Y_{FS 1}:

σ_{FP 2} = 277.94 МПа.

Условие прочности выполняется: 85.48 МПа <277.94 МПа.

4.2. Расчет цепной передачи

Исходные данные:

Частота вращения ведущей звездочки : мин;

Вращающий момент на валу ведущей звездочки :;

Мощность на валу ведущей звездочки : кВт;

Частота вращения ведомой звездочки : мин;

Вращающий момент на валу ведомой звездочки :;

Мощность на валу ведомой звездочки :кВт;

Передаточное число цепной передачи : .

Из [1, табл. 7.11] по передаточному числу принимаем число зубьев меньшей звездочки тогда число зубьев большей звездочки:

,

принимаем =57

Определим фактическое передаточное число:

.

Проверяем отклонение фактического передаточного отношения от заданного, оно не должно превышать 4%:

.

т. е. условие выполняется.

Определяем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации [2, с. 35]:

,

где динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

коэффициент, учитывающий межосевое расстояние;

коэффициент, учитывающий наклон передачи в горизонту;

коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи (не регулируется);

коэффициент, учитывающий характер смазки (густая внутришарнирная);

коэффициент, зависящий от продолжительности работы в сутки;

Ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах [1, табл. 7.12]

Ориентировочное значение шага цепи, принимая число рядов цепи m=1 [1, с.90]:

Подбираем цепь ПР-19.05-3180 по ГОСТ 13568-75 [1, табл. 7.13], имеющую разрушающую нагрузкумассу 1 м цепи

Методика расчета цепной передачи взята из (табл. 7.14, [1]).

Средняя скорость цепи:

Окружная сила:

Давление в шарнире:

_,

где А=106 мм ─ проекция опорной поверхности шарнира [1, табл. 7.15].

15,98<24,52

Условие выполняется.

Определяем число звеньев цепи:

Принимаем =122.

Допустимая частота вращения меньшей звездочки:

- максимальная частота вращения малой звездочки [1, табл. 7.16].

- частота вращения малой звездочки

Условие выполняется.

Определяем оптимальное межосевое расстояние:

Число ударов цепи:

<,

где =35 – допускаемое число ударов [1, табл. 7.17].

Условие выполняется.

Натяжение цепи от центробежных сил:

Н,

Натяжение от провисания цепи:

где - коэффициент, учитывающий наклон цепной передачи;

- нормальное ускорение свободного падения;

Определяем коэффициент запаса прочности:

,

где - допускаемый коэффициент запаса прочности [1, табл. 7.18].

Условие выполняется.

Окончательно принимаем цепь ПР-19.05-3180 по ГОСТ 13568-75.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

Наибольшая хорда, необходимая для контроля звездочек:

,

где - число зубьев меньшей звездочки;

- диаметр окружности впадин:

,

где - диаметр делительной окружности:

- радиус впадин зуба:

,

где D=11,9 мм – диаметр ролика [1, табл.7.13].

Радиус сопряжения:

Координаты точки C:

Угол наклона радиуса вогнутости:

Координаты точки O:

Ширина внутренней пластины b=18.2 мм по ГОСТ 13568-75.

Расстояние между внутренними пластинами =12.7 мм по ГОСТ 13568-75

Угол поворота звеньев цепи:

Половина угла впадин:

Угол сопряжения:

Продольный угол зубьев:

Длина прямого участка профиля:

Расстояние от центра дуги впадины до центра дуги головки:

Радиус головки зуба:

мм

Радиус cкругления зуба:

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг cкруглений:

Наибольший диаметр обода

мм

Ширина зуба звездочки

мм