прискорення вільного падіння, g = 9,81 м/с 2 .
F 0 = 3 в€™ 11 в€™ 1,82 в€™ 9.81 = 589,2 Н.
F v -натяг ланцюга від відцентрових сил, Н;
F v = qv 2 (2.16)
F v = 11 в€™ 1,86 2 = 38,05 Н
Тоді:
= 25,3> [S] = 8,2 стор 94 табл. 5.9/4 /. br/>
Визначаємо силу тиску ланцюга на вал:
F оп = k в F t +2 F 0 (2.17)
K в -коефіцієнт навантаження вала, k в = 1,15 стор.90 табл. 5.7/4 /. br/>
F оп = 1,15 в€™ 5716 +2 в€™ 589,2 = 7758 Н
В В
3. РОЗРАХУНОК швидкохідних ПЕРЕДАЧІ РЕДУКТОРА
Приймаються для виготовлення шестерні і колеса обох ступенів для зменшення номенклатури сталь 40Х (поліпшення) з наступними механічними характеристиками: для колеса Пѓ У = 830 Н/мм 2 , Пѓ Т = 540 Н/мм 2 , НВ = 260; для шестірні Пѓ В = 930 Н/мм 2 , Пѓ Т = 690 Н/мм 2 , НВ = 280. p> Еквівалентна число циклів зміни напруг визначаємо за формулою (3.1) для колеса тихохідної ступені
(3.1)
де n - частота обертання того з коліс, для якого визначається допустиме напруження, об/хв.
В В
Визначаємо число циклів напруги за формулою (3.2)
(3.2)
де Т max = Т 1 - максимальний момент, що передається розраховується колесом протягом L h 1 годин за весь термін служби при частоті обертання n T 1 про /хв; Т 2 ... Т i - передані моменти протягом часу L h 2 ... L hi при n T 2 ... n Ti оборотах на хвилину; с - число коліс, знаходяться в зачепленні з розраховується.
Так як режим навантаження постійний, N HE у формулі (3.2) замінюється на розрахункове число циклів зміни напружень, що визначається за формулою:
(3.3)
де L h - розрахунковий термін служби передачі.
N К1 = 60 в€™ 1477 в€™ 2000 = 17,7 в€™ 10 7
N К2 = 60 в€™ 369,25 в€™ 2000 = 4,43 в€™ 10 7
Визначаємо базовий межа контактної витривалості з формули (3.4) для шестерень швидкохідної і тихохідної ступені
= 2 НВ + 70 (3.4)
= 2 в€™ 280 + 70 = 630 Н/мм 2 ;
для коліс
= 2 в€™ 260 + 70 = 590 Н/мм 2 .
Допустимі напруги вигину при розрахунку на витривалість визначаються за формулою:
(3.5)
. Приймаються S H = 1,1 Г· 1,2, S H = 1,1. <В В
Вибираємо допустиме = 536,36 МПа.
Виробляємо розрахунок на міцність тихохідної ступені як більш навантаженої.
= НВ + 260 (3.5)
= 280 + 260 = 540 МПа
= 260 + 260 = 520 МПа
В В
Ділильний діаметр шестерні d 1 (мм) визначається з умови забезпечення контактної міцності за формулою
, (3.6)
де K d - допоміжний коефіцієнт, МПа 1/3 ;
K d = 770 - Для сталевих прямозубих коліс;
K d = 675 - Для сталевих косозубих і шевронних коліс;
- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця; Т 2Н - передається крутний момент на числа тих, число циклів дії яких перевищує 0,03 N HE , Н В· м (N HE - еквівалентне число циклів зміни напруг); - допустиме контактне напруження, МПа. p> Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів по формулі:
a w = К а (u +1) (3.5)
де для косозубих коліс До а = 43, а передавальне відношення редуктора u р = 4.
y ab -коефіцієнт ширини колеса. Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовому віддалі y ab == 0.2 стор.157/8 /. де = 1,09.
a w == 150,1 мм, приймаємо 150 мм.
Робоча ширина тихохідної ступені
В В
Приймаються = 30 мм. p> Для визначення інших діаметрів зубчастих коліс необхідно знайти модуль, орієнтовний значення якого можна обчислити за формулою
(3.8)
Визначаємо модуль зачеплення за формулою (3.8):
В
= 25 (табл. 9.5 [3]). Приймаються m = 2 мм. p> Приймаючи , Визначаємо кут нахилу зубів:
(3.9)
В В
Визначаємо сумарне число зубів шестерні і колеса:
Z ОЈ = (3.10)
Z ОЈ =...
