Проверка по давлению в шарнирах цепи.

⇐ ПредыдущаяСтр 3 из 7Следующая ⇒

Должно выполняться условие прочности:

где р_ц – расчетное давление в шарнирах цепи:

14, 34

где d₁ – диаметр валика цепи, определяется по таблице [8, табл. 2.1, стр. 16];

d₃ - диаметр ролика цепи, определяется по таблице [8, табл. 2.1, стр. 16];

- допускаемое давление в шарнирах цепи, определяемое по таблице [8, табл. 2.4, стр. 19]:

22, 48

Условие выполняется: 14, 34 < 22, 48.

: если условие прочности не выполняется, рекомендуется выбрать цепь с более крупным шагом, или увеличить число зубьев ведущей звёздочки и повторить расчёт передачи.

2.25. Силы, действующие в передаче:

- сила предварительного натяжения цепи от провисания:

369

где К_f = 6 - коэффициент провисания, определяется по таблице [8, табл. 2.5, стр. 19];

q = 5, 5 кг – масса 1 м цепи, определяется по таблице [8, табл. 2.1, стр. 16];

g = 9, 81 м/с² – ускорение свободного падения;

а_м - монтажное межосевое расстояние, см. пункт 2.11;

- натяжение от центробежных сил:

13, 2

- сила давления цепи на вал:

2889, 0

где 1, 0 – коэффициент наклона цепи, определяется по таблице [8, табл. 2.3, стр. 18].

Проверим цепь на прочность по коэффициенту запаса прочности.

Должно выполняться условие прочности:

– расчетный коэффициент запаса прочности:

50, 1

где F_p - разрушающая нагрузка цепи, определяется по таблице [8, табл. 2.1, стр. 16];

7, 9 - допускаемый коэффициент запаса прочности, определяется по таблице [8, табл. 2.6, стр. 20].

Условие выполняется: 50, 1 > 7, 9.

Расчёт цилиндрической передачи

Выбор материалов для изготовления цилиндрической зубчатой передачи

Материал шестерни – сталь 45*, термообработка - улучшение до твёрдости 235…262 НВ.

Материал колеса – сталь 45, термообработка - нормализация до твёрдости 179...207 НВ.

Допускаемые напряжения

Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как менее твёрдого:

где - предел выносливости материала по контактным напряжениям при отнулевом цикле нагружения:

2 * 179 + 70 = 428 МПа;

- коэффициент долговечности при расчёте по контактным напряжениям:

По таблице [8, стр. 50, таблица 3.2] определяем базовое число циклов нагружения:

10000000.

Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев колеса:

38580000.

Так как , то принимаем

Задаем коэффициент безопасности, МПа.

(428 * 1)/1, 1 = 389 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни

где – предел выносливости материала по напряжениям изгиба при отнулевом цикле нагружения для шестерни:

* 235 = 423 МПа, (3.6)

где - минимальная твердость зубьев шестерни;

- коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки.

Определяем коэффициент долговечности при расчёте по напряжениям изгиба:

где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев шестерни:

216000000.

Так как , то

Коэффициент безопасности .

= (423 * 1 * 1) / 1, 75 = 242 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба для колеса

где – предел выносливости материала по напряжениям изгиба при отнулевом цикле нагружения для колеса:

* 179 = 322 МПа,

где - минимальная твердость зубьев колеса;

- коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки.

Определяем коэффициент долговечности при расчёте по напряжениям изгиба:

где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

Определяем расчётное число циклов нагружения зубьев колеса:

38580000.

Так как , то

Коэффициент безопасности .

= (322 * 1 * 1) / 1, 75 = 184 МПа.

Проектный расчёт на контактную прочность

3.3.1. Межосевое расстояние из условия контактной прочности:

где 1, 4 – коэффициент расчётной нагрузки,

0, 4 – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

183, 9 мм.

Примечание. Вычисленное межосевое расстояние округляют в большую сторону до стандартного значения из ряда значений: 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 380; 400.

Принимаем: 200, 0 мм.

3.3.2. Нормальный модуль зацепления:

2, 0…4, 0 мм.