нями:
a max = 80 В· t
a min = 0.6 В· (D e1 + D e2 ) + (30 ... 50), мм
де D e 1 і D e 2 - діаметри кіл виступів ведучої і веденої зірочки, мм
6.7 Окружне зусилля, що передається ланцюгом.
В
6.8 Середній питомий тиск на шарнірах ланцюга.
В
що менше допустимого питомого тиску [р] = 18,21 МПа, при частоті обертання ведучого вала n A = 450,7 об/хв.
6.9 Визначення терміну служби ланцюга.
В
де О”t = 3% - допустиме збільшення кроку ланцюга.
В
тут До СМ = 1,4 для нерегульованої мастила.
До е - коефіцієнт експлуатації
що більше очікуваного терміну служби Т = 2000 * До СМ = 2000 * 1,4 = 2800 годин.
6.10 Перевірка запасу міцності ланцюга.
Запас міцності ланцюга визначається за формулою:
В
де Q розр = 6000 Н - руйнівне навантаження;
Fs-натяг у провідній гілки ланцюга, яка визначається за формулою:
В
де F t = 5650Н - окружна сила
F д = 1,4 - коефіцієнт характеру навантаження
F f - Сила натягу ланцюга від провисання, Н;
F Ц - сила натягу ланцюга від відцентрових сил, Н, при швидкості ланцюга V = 0,23 <12 м/с відцентрова сила мала і її не враховують, F Ц = 0.
Сили F f визначаємо за формулою:
В
де К f = 4 - коефіцієнт, що залежить від кута нахилу передачі до горизонту О± = 40;
q = l, 9 кг/м- погонне маса ланцюга;
а = 40t = 1,016 м - Міжосьова відстань;
g = 9,81 м/з 2 - прискорення вільного падіння;
Отже,
Тоді запас міцності:
В
що більше допустимого [n] = 6,8 [1, Додаток 2, таблиця 2.20].
6.11 Геометричний розрахунок передачі
Міжосьова відстань а = 1016мм (див. п.8.5).
Кількість зубів веденої зірочки Z2 = 120 (див. п.8.2).
Розрахунок числа ланок ланцюга:
В
де
В
Отримане значення числа ланок Lt приймаємо найближчим парним для більш рівномірного зносу: Lt = 154. Довжина ланцюга L = Lt * t = 154 * 25,4 = 3911,6 мм. p> Уточнення міжосьової відстані
В
Для забезпечення провисання ланцюга міжосьова відстань зменшують на (0,002 Г· 0,004) Аут [3, т.2, стор.41]:
Аут = 0,997 * а = 0,997 * 1019 = 1016мм.
Діаметр окружності виступів зірочки визначається за формулою:
В
ведуча
ведена
Крім визначених раніше сил Ft, Fq і Fц, необхідно розрахувати зусилля R, діючі на вали ведучої і веденої зірочки, які можна визначити як:
В
Отримане значення необхідно порівняти з номінальною радіальної навантаженням на швидкохідному валу F б. hom = 1000 Н (див. таблицю 5.1). Повинно виконуватися умова: R б. hom . p> R = 6780H б. hom = 1000 H - умова не виконується.
Як наголошувалося раніше (див. п.7.29), підібрати більш потужний редуктор не представляється можливим.
Для вирішення виниклої проблеми необхідно розвантажити швидкохідний вал редуктора з боку ланцюгової передачі, наприклад, встановивши провідну зірочку ланцюгової передачі на окремих опорах з підшипниками кочення і з'єднавши вал цієї зірочки з швидкохідним валом редуктора за допомогою компенсуючої муфти. Втрати потужності на додаткових опорах і муфті будуть компенсовані запасом потужності обраного електродвигуна.
7. Розрахунок вала веденої зірочки ланцюгової передачі
У процесі експлуатації вали передач відчувають деформації від дії зовнішніх сил, мас самих валів і насаджених на них деталей. Проте в типових передачах, що розробляються в курсових проектах, маси валів і деталей, насаджених на них, порівняно невеликі,, тому їх впливом зазвичай нехтують, обмежуючись аналізом і урахуванням зовнішніх сил, що виникають у процесі роботи.
У циліндричної прямозубой передачу силу в зачепленні однієї пари зубів розкладають на дві взаємно перпендикулярні складові (рис. 5,1):
окружну силу
В
і радіальну
В
тут F t і F r - діючі сили, Н;
Р - передана потужність, Вт;
v - окружна швидкість, м/с;
О± - кут зачеплення.
В
Рис. 7.1 Циліндрична прямозубая передача
У ланцюгової передачі навантаження на вали зірочок, спрямована по лінії центрів зірочок
В
де F л - окружна сила на зірочці, Н, F л = 10кН;
до 1 - коефіцієнт, що враховує вплив провисання ланцюга;
...
