Проверочный расчет

7. Проверим напряжения изгибов зубьев шестерни _F2 и колеса _F1, МПа.

   1. Эквивалентные числа зубьев шестерни z_v1 и колеса z_v2.

2. Коэффициенты формы зуба шестерни Y_F1 и колеса Y_F2.

Выберем из таблицы 4.4 Шейнблит значения коэффициентов:

Y_F1 = 3,7; Y_F2 = 3,6.

3. Расчет отношения .

Проверочный расчет следует делать только по колесу вследствие меньшего значения отношения .

4. Определяем напряжение изгиба.

,

где Y_ = 1 – коэффициент наклона зубьев;

K_F = K_F = 1,1 – коэффициент нагрузки.

8. Определим усилия в зацеплении.

1. Окружная сила:

2. Радиальная сила:

.

Здесь _u = 20 – угол зацепления

3. Осевая сила:

F_x1 = F_x2 = F∙tg = 0, (т.к.  = 0)

Сводная таблица результатов расчета

Проектный расчет
Параметр			Значение	Параметр			Значение
Межосевое расстояние аw, мм			100	Диаметр делительной окружности, мм шестерни d1 колеса d2			40 160
Модуль зацепления m, мм			1
Ширина зубчатого венца Шестерни b1, мм Колеса b2, мм			44 40	Диаметр окружности вершин, мм Шестерни da1 Колеса da2			42 162
Число зубьев Шестерни z1 Колеса z2			40 160	Диаметр окружности впадин, мм Шестерни df1 Колеса df2			37,6 157,6
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемое значение			Расчетное значение	Примечание
Напряжение изгиба МПа	F1	288			—	—
	F2	257			126	—

5. Расчет открытой передачи Проектный расчет

1. Определить шаг цепи р, мм.

, где

1. Т₁ = 101,8 Н∙м = Т₂ – вращающий момент на ведущей звездочке (равен вращающему моменту на тихоходном валу редуктора);

2. К_э – коэффициент эксплуатации

К_э = К_д∙К_с∙К_∙К_рес∙К_р, где

К_д = 1 – динамичность нагрузки – равномерная;

К_с = 1 – способ смазывания – капельный;

К_ = 1 – положение передачи   70;

К_рес – регулировка межосевого расстояния (для передачи с нерегулируемым натяжением К_рес = 1,25);

К_р = 1 – режим работы – односменный;

К_э = 1∙1∙1∙1,25∙1 = 1,25.

3. z₁ – число зубьев ведущей звездочки

z₁ = 29 – 2u,

u – передаточное число цепной передачи, u = 5,7.

z₁ = 29 – 2∙5,7 = 17,6.

Данное значение числа зубьев ведущей звездочки округлим до ближайшего целого нечетного числа, т.е. z₁ = 17.

4. [p]_ц = 29 МПа – допускаемое давление в шарнирах цепи (зависит от частоты вращения ведущей звездочки n₂ = 362,5 об/мин, ожидаемого шага цепи и выбирается из таблицы 5.8 Шейнблит;

5.  = 1 – число рядов цепи.

2. Определить число зубьев ведомой звездочки.

z₂ = z₁∙u = 17∙5,7 = 96,9 = 97

Согласно ГОСТ 13568 – 75 принимаем цепь с шагом р = 15,875 мм, диаметром вала d_в = 5,08 мм, длиной втулки l₀ = 13 мм.

3. Проекция опорной поверхности.

A_оп = 0,28∙р² = 0,28∙(15,875 мм)² = 70,56 мм²

4. Вычислить скорость цепи.

5. Определить окружное усилие, передаваемое цепью.

(Здесь Р = Р₂ на тихоходном валу редуктора)

6. Проверить давление в шарнире цепи.

Таким образом, принятая цепь не удовлетворяет условию износостойкости. Возьмем цепь с шагом р = 19,05 мм, d_в = 5,94 мм, l₀ = 18 мм.

7. Проекция опорной поверхности.

А_оп = 0,28∙(19,05 мм)² = 101,6 мм²

8. Скорость цепи.

9. Окружное усилие, передаваемое цепью.

10. Давление в шарнире цепи.

Таким образом, данная цепь удовлетворяет условию износостойкости.

11. Определим межосевое расстояние.

а = 40∙р = 40∙19,05 мм = 762 мм

12. Определим число звеньев цепи.

Полученное значение числа звеньев цепи округлим до большего четного числа. Таким образом,  = 142.

13. Определяем окончательное межосевое расстояние.

14. Стрела провисания.

f = 0,02∙а = 0,02∙772 мм = 15,44 мм

15. Найдем усилие, действующее на вал.

F_r = 1,15∙F_t = 1,15∙2374 H = 2730 H

16. Определим длину цепи.

l = ∙p = 142∙19,05 мм = 2705,1 мм

17. Определим геометрические размеры звездочек.

1. Диаметр делительной окружности:

ведущая звездочка –

ведомая звездочка –

2. Диаметр окружностей выступов:

ведущая звездочка – ;

ведомая звездочка – ,

где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба;

– коэффициент числа зубьев,

 – геометрическая характеристика зацепления,

,

где d₁ = 5,94 мм – диаметр ролика шарнира.

;

3. Диаметр окружностей впадин:

ведущая звездочка –

ведомая звездочка –