фування перехідною поверхні зубів, для шліфованих коліс наскрізний гарту з нагрівом ТВЧ [1].
Ydst1 = 1 - коефіцієнт, враховує вплив деформації зміцнення, при шліфованої перехідною поверхні зубів.
Дійсні напруги.
Дійсні контактні напруги:
ПѓНmax = ПѓН = 526 = 780 МПа <[Пѓ] Нmax = 1512 МПа
Дійсні напруги вигину:
ПѓF1max = ПѓF1 = 175 = 438 МПа <[Пѓ] F1max = 1478 МПа.
4. Розрахунок ланцюгової передачі
Розрахунок ланцюгової передачі ведемо по [4]. ГОСТ 591-69. p> Визначаємо крок ланцюга р, мм:
р = 2,8, де
kЕ - коефіцієнт експлуатації:
kЕ = kД В· kС В· kv В· kрег В· kр
kД = 1,2 - (невеликі поштовхи) коефіцієнт динамічного навантаження [4];
kрег = 1,25 - (Нерегульована передача) коефіцієнт регулювання міжосьової відстані [4];
kv = 1,15 (Оё = 0 ... 40 В°) - Коефіцієнт нахилу положення барабана [4];
kС = 1,5 - періодична змазка [4];
kр = 1 - однозмінній робота [4]. p> kЕ = 1,2 В· 1,5 В· 1,15 В· 1,25 В· 1 = 2,59
z1 - число зубів ведучої зірочки:
z1 = 29 - 2Uцеп = 29 - 2 В· 5,57 = 17,86. Приймемо z1 = 18. br/>
[pц] = 28 Н/мм2 - допустиме тиск в шарнірах ланцюга.
v = 1 - число рядів ланцюга (Для однорядної ланцюга типу ПР) _
Тоді:
р = 2,8 = 30,9 мм
Приймемо ланцюг привідну роликовую нормальної серії однорядну типу ПР:
Ланцюг ПР 31,75 - 8900 ГОСТ 13568-75
Крок р = 31,75 мм; b3 (не менше) 19,05;
d1 = 9,53 мм; d3 = 19,05 мм; h (не більше) 30,2 мм.
Fr = 89000 H - руйнівне навантаження
Маса ланцюга g = 3,8 кг.
Визначаємо число зубів веденої зірочки:
z2 = z1 Uцеп = 18 В· 5,57 = 100
Визначаємо фактичне передавальне число Uф і перевіримо його відхилення О”U від заданого Uцеп:
Uф = z2/z1 = 100/18 = 5,56; О”U = • 100% = 0,2% - Припустимо. br/>
Визначаємо оптимальне міжосьова відстань а, мм:
а = (30 ... 50) р = (30 ... 50) В· 31,75 = 952,5 ... 1587,5 мм. br/>
Приймаються а = 953 мм, тоді міжосьова відстань в кроках:
ар = а/р = 953/31,75 = 30
Визначаємо число ланок ланцюга, lp:
lp = 2 ар + + = 2 В· 30 + + = 124,68
Приймаємо: lp = 125.
Уточнюємо міжосьова відстань ар в кроках:
ар = 0,25 В· (lp - 0,5 (z2 + z1) +) =
= 0,25 В· (125 - 0,5 (100 + 18) +) = 30,2
Визначимо фактичне міжосьова відстань:
а = ар В· р = 30,2 В· 31,75 = 958,85 мм. br/>
Для забезпечення провисання веденої гілки ланцюга дійсне міжосьова відстань дорівнюватиме:
ам = 0,995 а = 0,995 В· 958,85 = 954 мм
Визначимо довжину ланцюга, l:
l = lp р = 125 В· 31,75 = 3968,75 мм
Визначимо діаметри зірочок (ГОСТ 591-69).
Ведучою зірочки і веденої ділильні діаметри:
dОґ1 = p/sin (180/z1) = 31,75/sin (180/18) = 92,89 мм
d Оґ2 = p/sin (180/z2) = 31,75/sin (180/100) = 511,14 мм
Діаметр окружності виступів:
De1 = p (k + kz1 - 0,31/О») = 31,75 В· (0,7 + 9,31 - 0,31/3,33) = 123,86 мм
k = 0,7 - коефіцієнт висоти зуба;
kz - коефіцієнт числа зубів:
kz1 = (Ctg180)/z1 = (ctg180)/18 = 9,31; kz2 = (ctg180)/z2 = (ctg180)/100 = 30,84
О» = Р/d1 = 31,75/9,53 = 3,33 геометрична характеристика зачеплення. br/>
De2 = p (k + kz2 - 0,31/О») = 31,75 В· (0,7 + 30,84 - 0,31/3,33) = 543,11 мм
Діаметр окружності западин:
Di1 = dОґ1 - (d1 - 0,175) = 92,89 - (9,53 - 0,175) = 75,72 мм
Di2 = dОґ2 - (d1 - 0,175) = 511,14 - (9,53 - 0,175) = 487,17 мм
Перевірочний розрахунок.
Перевіримо частоту обертання меншої зірочки: n2 ≤ [n], де
[n] = 15 В· 103/р = 15 В· 103/31,75 = 472,4 об/хв. p> n2 = 316,7 об/хв ≤ [N]. Умова виконана. p> Перевіримо число ударів ланцюга про зуби зірочок U: U ≤ [U]
U = (4 z1 n2)/60 lp = 4 В· 316,7 В· 18/60 В· 125 = 3 c-1
[U] = 508/P = 508/31,75 = 16 c-1
U = 3 ≤ [U] = 16 c-1. Умова виконана. p> Визначимо фактичну швидкість ланцюга:
V = (р z1 n2)/60 В· 103 = 31,75 В· 316,7 В· 18/60 В· 103 = 3,02 м/c
Визначимо окружну силу, передану ланцюгом:
Ft = (P2 В· 103)/v, де P2 = 3,7 кВт - потужність на першій зірочці. br/>
Ft = 3700/3, 02 = 1225 Н
Перевіримо тиск у шарнірах ланцюга рц:
рц = (Ft В· kЕ)/А ≤ [Рц], де
А - площа проекції опорної поверхні шарніра, мм2:
А = d1 b3 = 9,53 В· 19,05 = 191,55 мм2
рц = (1225 В· 2,59)/191,55 = 16,6 МПа
[рц] = 28 МПа> рц
Перевіримо міцність ланцюга: S ≥ [S], де [S] = 7,4 - дозволений коефіцієнт запасу міцності ...
