Материал: Буркин

2.25. Силы, действующие в передаче:

• сила предварительного натяжения цепи от провисания:

378

где К_f = 6 - коэффициент провисания, определяется по таблице [8, табл. 2.5, стр. 19];

q = 5,5 кг – масса 1 м цепи, определяется по таблице [8, табл. 2.1, стр. 16];

g = 9,81 м/с² – ускорение свободного падения;

а_м - монтажное межосевое расстояние, см. пункт 2.11;

• натяжение от центробежных сил:

32,5

• сила давления цепи на вал:

3317,0

где 1,0 – коэффициент наклона цепи, определяется по таблице [8, табл. 2.3, стр. 18].

2.26. Проверим цепь на прочность по коэффициенту запаса прочности.

Должно выполняться условие прочности:

,

– расчетный коэффициент запаса прочности:

42,7

где F_p - разрушающая нагрузка цепи, определяется по таблице [8, табл. 2.1, стр. 16];

7,9 - допускаемый коэффициент запаса прочности, определяется по таблице [8, табл. 2.6, стр. 20].

Условие выполняется: 42,7 > 7,9.

3. Расчёт цилиндрической передачи

3.1. Выбор материалов для изготовления цилиндрической зубчатой передачи

Материал шестерни – сталь 45*, термообработка - улучшение до твёрдости 235…262 НВ.

Материал колеса – сталь 45, термообработка - нормализация до твёрдости 179...207 НВ.

3.2. Допускаемые напряжения

3.2.1. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как менее твёрдого:

где - предел выносливости материала по контактным напряжениям при отнулевом цикле нагружения:

2 * 179 + 70 = 428 МПа;

- коэффициент долговечности при расчёте по контактным напряжениям:

По таблице [8, стр. 50, таблица 3.2] определяем базовое число циклов нагружения:

10000000.

Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев колеса:

109500000.

Так как , то принимаем

Задаем коэффициент безопасности, МПа.

(428 * 1)/1,1 = 389 МПа.

3.2.2. Допускаемые напряжения изгиба для шестерни

где – предел выносливости материала по напряжениям изгиба при отнулевом цикле нагружения для шестерни:

* 235 = 423 МПа, (3.6)

где - минимальная твердость зубьев шестерни;

- коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки.

Определяем коэффициент долговечности при расчёте по напряжениям изгиба:

где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев шестерни:

438000000.

Так как , то

Коэффициент безопасности .

= (423 * 1 * 1) / 1,75 = 242 МПа.

3.2.3. Допускаемые напряжения изгиба для колеса

где – предел выносливости материала по напряжениям изгиба при отнулевом цикле нагружения для колеса:

* 179 = 322 МПа,

где - минимальная твердость зубьев колеса;

- коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки.

Определяем коэффициент долговечности при расчёте по напряжениям изгиба:

где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев колеса:

109500000.

Так как , то

Коэффициент безопасности .

= (322 * 1 * 1) / 1,75 = 184 МПа.

3.3. Проектный расчёт на контактную прочность

3.3.1. Межосевое расстояние из условия контактной прочности:

где 1,4 – коэффициент расчётной нагрузки,

0,4 – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

190,9 мм.

Примечание. Вычисленное межосевое расстояние округляют в большую сторону до стандартного значения из ряда значений: 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112;125;140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400.

Принимаем: 200,0 мм.

3.3.2. Нормальный модуль зацепления:

2,0…4,0 мм.

Примечание. Полученное значение модуля m округляют до стандартной величины из ряда: 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10 [8, табл. 3.3].

Принимаем модуль по стандарту:

3,0 мм.

3.3.3. Числа зубьев:

• суммарное

133

• шестерни

27

• колеса

106.

3.3.4. Фактическое передаточное число:

3,9.

3.3.5. Отклонение передаточного числа от стандартного:

1,9 %.

3.3.6. Геометрические размеры зацепления:

• диаметры делительных окружностей, мм:

81 (3.15)

318,0;

• диаметры окружностей вершин, мм:

87,0

324,0;

• диаметры окружностей впадин, мм:

73,5

310,5;

• ширина зубчатого венца колеса, мм:

80,0

• ширина шестерни, мм:

85,0

• фактическое межосевое расстояние, мм:

199,5

3.3.7. Окружная скорость, м/с:

3,1

3.3.8. Степень точности изготовления передачи 8.

3.3.9. Коэффициенты расчётной нагрузки при расчёте по контактным напряжениям и напряжениям изгиба:

Определяем коэффициенты динамичности нагрузки по таблице [8, стр. 53, табл. 3.6], 1,1; ; коэффициенты концентрации нагрузки для прирабатывающихся колёс принимаем: .

Для прямозубых передач .

Определяем коэффициент расчётной нагрузки:

1,08.

Так как фактический коэффициент расчётной нагрузки при расчете по контактным напряжениям 1,08 не превышает , принятого в проектном расчёте, то проверка по контактным напряжениям не требуется.