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 = 1,0 – работа в одну смену.

К_э = 1,51,25 = 1,88.

z₁ – число зубьев малой звездочки,

z₁ = 29 – 2u = 29 – 21,54 = 25,9,

принимаем ближайшее нечетное значение z₁ = 25

р = 2,8(388,910³1,88/2535)^1/3 = 26,4 мм

Принимаем ближайшее большее значение р= 31,75 мм /1c.441/:

- разрушающая нагрузка Q = 89,0 кН;

- масса одного метра цепи q = 3,8 кг/м;

- диаметр валика d₁ = 9,53 мм;

- ширина внутреннего звена b₃ = 19,05 мм

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

Число зубьев ведомой звездочки:

z₂ = z₁u = 251,54 = 38,5

Принимаем z₂ = 39

Фактическое передаточное число

u₂ = z₂/z₁ = 39/25 = 1,56

Отклонение фактического передаточного числа от номинального

|1,56 – 1,54|100/1,54 = 1,30% < 5%

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+39 = 64,

 = (z₂ – z₁)/2 = (39 – 25)/2 = 2,23

L_p = 2a_p+0,5z_c+²/a_p = 240+0,564 + 2,23²/40 = 112,1

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

принимаем L_p = 112

а_р = 0,25{112 – 0,564 +[(112 – 0,564)² – 82,23²]^0,5} = 39,9

a = a_pp = 39,931,75 = 1268 мм.

Длина цепи

l = L_pp = 112·31,75 =3556 мм

Определяем диаметры звездочек

Делительные диаметры

d_д = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:

d_д1 = 31,75/[sin(180/25)] = 253 мм,

ведомая звездочка:

d_д2 = 31,75/[sin(180/39)] = 395 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 = 31,75/9,53 = 3,33,

К_z1 = ctg180/z₁ = ctg180/25 = 7,92,

К_z2 = ctg180/z₂ = ctg180/39 = 12,39,

D_e1 = 31,75(0,7+7,92 – 0,31/3,33) = 271 мм,

D_e2 = 31,75(0,7+12,39 – 0,31/3,33) = 413 мм.

Диаметры впадин:

D_f = d_д – (d₁ – 0,175d_д^0,5)

D_f1= 253 – (9.53 – 0,175253^0,5) = 240 мм

D_f2= 395 – (9,53 – 0,175395^0,5) = 382 мм

Ширина зуба:

b = 0,93b₃ – 0,15 = 0,9319,05 – 0,15 = 17,56 мм

Толщина диска:

С = b+2r₄ = 17,56+21,6 = 20,8 мм

где r₄ = 1,6 мм при шаге < 35 мм

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 1510³/p = 1510³/31,75 = 472 об/мин

Условие n = 48 < [n] = 472 об/мин выполняется.

Число ударов цепи

U = 4z₁n₂/60L_p = 42548/60112 = 0,7

Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/31,75 = 16

Условие U < [u] выполняется.

Фактическая скорость цепи

v = z₁pn₂/6010³ = 2531,7548/6010³ = 0,64 м/с

Окружная сила:

F_t = Р₂/v = 1,956·10³/0,64 = 3056 H

Давление в шарнирах цепи

p = F_tK_э/А,

где А – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.

А = d₁b₃ = 9,5319,05 = 182 мм³.

р = 30561,88/182 = 31,6 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 = 3,80,64² = 2 H

F₀ = 9,8k_fqa = 9,82,03,81,268 = 94 H

где k_f = 2,0 – для наклонной передачи (θ = 60º)

s = 89000/(13056+94+ 2) = 28,2 > [s] = 7,0 /1c.97/.

Сила давления на вал

F_в = k_вF_t+2F₀ = 1,153056+294 = 3702 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.