(3.32)
= 2,0 - таблиця 17.7.1 [1].
В В
3.1.7 Перевірка розрахункових напруг вигину
Питома розрахункова окружна сила
(3.33)
де - коефіцієнт нерівномірності навантаження для одночасно зачіпляються пар зубів;
В
- коефіцієнт, що враховує динамічну
навантаження в зачепленні
- коефіцієнт, що враховує розташування коліс щодо опор
(3.34)
В В
Еквівалентне число косих зубів
; (3.35)
;
В
Коефіцієнт, що враховує форму зуба (рис. 4.2.5) [Л1];
В В
Розрахунок роблять для елемента "шестерня-колесо", у якого менша величина відносини
В В
Розрахункові напруги вигину зуба
, МПа (3.36)
де - коефіцієнт, що враховує нахил косих зубів, ; p> - коефіцієнт, що враховує перекриття косих зубів,;
МПа.
3.1.8 Перевірочний розрахунок на міцність при згині максимальним навантаженням
В
; (3.37)
;
.
3.1.9 Сили в зачепленні зубчастих коліс
Окружні сили
В В В
Радіальні сили
(3.38)
(3.39)
де;
В В
Осьові сили, Н
(3.40)
(3.41)
В
.
4 Розрахунок параметрів ланцюгової передачі
Вихідні дані для розрахунку:
а) потужність передається ланцюговою передачею;
б) частота обертання колеса;
в) передавальне число зачеплення;
г), що обертає на валу колеса;
Визначаємо попереднє значення кроку однорядною ланцюга, мм
(4.1)
мм.
За табл. 3.1.1 вибираємо ланцюг, крок якій є найбільш близьким до розрахованому, її руйнує силу F , площа опорної поверхні шарніра S і масу m . При виборі ланцюга слід віддавати перевагу однорядним ланцюгах типу ПР. Ланцюги ПРД використовуються в основному в сільськогосподарському машинобудуванні, ланцюги типу ПРИ - будівельному і дорожньому машинобудуванні.
Вибираємо ланцюг: ПР-25 ,4-60.
Оптимальне міжосьова відстань за умовою довговічності ланцюга приймають [2]:
а '= (30 ... 50) t; (4.2)
а '= 30 25,4 = 762мм. br/>
Число зубів ведучої зірочки приймаємо
Число зубів веденої зірочки
(4.3)
В
Приймаються p> Действительное передавальне число передачі
(4.4)
В
Коефіцієнт, враховує умови експлуатації ланцюга,
(4.5)
де - коефіцієнт, що враховує динамічність переданої навантаження (табл. 3.3.2) [1];
- коефіцієнт, що враховує довжину ланцюга (Міжосьова відстань) (табл. 3.3.3) [1];
- коефіцієнт, що враховує спосіб регулювання натягу ланцюга (табл. 3.3.4) [1];
- коефіцієнт, що враховує нахил передачі до горизонту (табл. 3.3.5) [1];
- коефіцієнт, що враховує якість змазування передачі та умови її роботи (табл. 3.3.6) [1];
- враховує режим роботи передачі (табл. 3.3.8) [1];
. br/>
Швидкість ланцюга, м/с
, (4.6)
В
Окружне зусилля, Н
, (4.7)
В
Питомі тиску в шарнірах однорядної ланцюга, МПа
, (4.8)
значення тиску повинно перебувати в межах
В
де - допустимі питомі тиску (Табл. 3.3.10);
,
. br/>
Число ланок ланцюга або довжина ланцюга, виражена в кроках,
, (4.9)
де
В В
Розрахункова міжосьова відстань при прийнятому, мм
; (4.10)
В
Действительное міжосьова відстань, мм
а = 0,996 (4.11)
а = 0,996
Ділильні діаметри зірочок, мм
(4.12)
В
.
Коефіцієнт запасу міцності ланцюга
; (4.13)
де F - сила, руйнівне ланцюг, кН (табл. 3.1.1,3.1.2);
F = 60
- навантаження від відцентрових сил, Н;
(4.14)
де m - маса одного метра ланцюга, кг/м (табл. 3.1.1,3.1.2);
В
- сила від провисання ланцюга, Н;
(4.15)
де k f - коефіцієнт провисання ланцюга. При горизонтальному k f = 6,
а '= 9,81 м/с 2 ;
В В
Сила, нагружающая вали передачі, Н
F = (1,15 ... 1,20) (4.16)
F = 1,15.
5 Орієнтовний розрахунок валів
Попередньо визначають діаметри валів приводу з розрахунку тільки на кручення при знижених допускаються напругах, мм
(-1,2, 3 ...), (5.1)
де [Т] = (20 ... 30) МПа - для всіх валів, крім черевиків, (менші величини - для швидкохідних валів, великі - для тихохідних ...
