y"> z 2 - число зубів великої зірочки.
Значення Lp округляємо до цілого парного числа Lp=138.
Для прийнятого значення Lp уточнюємо міжосьова відстань:
Передача працює краще при невеликому провисанні холостий гілки ланцюга. Тому розрахункове міжосьова відстань зменшуємо на 3 мм,
а=тисячі двісті шістьдесят два мм.
Діаметри ділильних кіл зірочок:
де Рц - крок ланцюга, мм;
z - число зубів зірочки
Обчислюємо корисне навантаження ланцюгової передачі:
Ft =,
де P1 - потужність вихідного валу, Вт;
v - швидкість руху ланцюга, м/с.
Ft=7,37 * 1000/1,8=4094 Н.
Оцінимо можливість резонансу
де q=2,1 кг/м
Виробляємо перевірку працездатності ланцюгової передачі за критерієм зносостійкості шарнірів ланцюга.
p =? [p],
де р - тиск в шарнірах ланцюга, МПа;
Ft - корисне навантаження ланцюгової передачі, Н;
В - ширина втулки ланцюга, мм;
d - діаметр валика ланцюга, мм;
[p] - допустиме тиск в шарнірах ланцюга, МПа.
[p]=[pо]/Ке,
де [pо]=29 МПа - допустиме тиск в шарнірах ланцюга при типових умовах передачі (табл. 13.1,/1 /).
[p]=29/1,3=22,3 МПа;
Р=4094/27,46 * 9,55=15,6 МПа
р=15,6МПа lt; 22,3 МПа=
Зносостійкість шарнірів ланцюга забезпечена.
3. РОЗРАХУНОК косозубимі ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ
.1 Вибір матеріалу і визначення допустимої напруги
У зв'язку з навантаженням приводу вибираємо для виготовлення зубчастих коліс Сталь 40Х. Вона володіє достатньою технологічністю і є поширеною.
Для шестерні НВ=260 ... 280 (термообробка, азотування).
Для колеса НВ=260 ... 280 (термообробка, поліпшення).
Допустимі напруги вигину при розрахунку на втому
Де
.2 Проектний розрахунок передачі по контактним напруженням
Визначаємо міжосьова відстань за формулою 8.13/2/
де Епр наведений модуль пружності;
Епр=2,1 * 105 МПа.
Т2 - крутний момент на валу колеса;
Т2=TIII=Нм
u=5 передавальне число
Коефіцієнт ширини колеса щодо міжосьової відстані (табл. 8.4 [2]);
=0,4
- коефіцієнт ширини до діаметру
=1,06- коефіцієнт концентрації навантаження;
За малюнком 8.15/2/знаходимо:
=1,06
мм.
Приймаємо стандартне значення міжосьової відстані (стор. 136/2 /) а=125мм.
Ширина:
Приймаємо m=2
призначаємо кут нахилу зубів
Сумарне число зубів:
Кількість зубів шестерні:
Кількість зубів колеса:
Приймаємо z1=20, z2=102
Уточнюємо
.
Уточняемпо міжосьовому відстані
коефіцієнт осьового перекриття
Ділильні діаметри.
Шестерні:
Колеса:
Перевірка міжосьової відстані:
3.3 Перевірочний розрахунок передачі по контактним напруженням
електродвигун привід напруга кінематичний
За формулою 8.29/2/
Нмм.
Призначаємо 9 ступінь міцності (по таблиці 8.2)
по таблиці 8,7
3.4 Перевірочний розрахунок міцності зубів на вигин
sF =? [sF],
де ZFb - коефіцієнт підвищення міцності косозубих передач по напруженням вигину.
ZFb=KFa Yb /,
де KFa=1,35 - додатковий коефіцієнт, що враховує нерівномірний розподіл навантаження між зубами в багатопарному зачепленні косозубой передачі (табл. 8.7,/1 /);
Yb=1 - Bо/140=1 - 12,6?/140=0,91.
- окружне зусилля
Наведене число зубів
Zv1=Z1/cos2 b=20/cos2 12,6? =21
Zv2=Z2/cos2 b=102/cos2 12,6? =107
Y F1=4,1; Y F2=3,75 (Малюнок 8.20,/1 /.)
Обчислюємо відносини
:
.
Розраховуємо по найменшому відношенню
Міцність зубів на вигин забезпечена.
4. РОЗРАХУНОК ВАЛІВ РЕДУКТОРА
.1 Проектний розрахунок валу
Тихохідний вал:
Мм
