4.1 Суммарное время работы передачи

t_h= 0.01•L•365•24•K_г•К_с•ПВ;

K_г – коэффициент использования передачи в течение года;

K_с – коэффициент использования передачи в течение суток;

L – срок службы передачи в годах; ПВ – продолжительность включения;

К_г=0,5, К_с=0,8, L=10 г., ПВ=70%,

t_h= 24528 ч.

4.2 Эквивалентный срок службы передачи

t_hE=K_E•t_h,

где K_E– коэффициент приведения режима нагружения,

K_E=0,125,

t_hE=0,125*24528=3066 ч.

4.3 Число зубьев ведущей звездочки

Z₁=29–2•U=24.

4.4 Число зубьев ведомой звездочки

Z₂=Z₁•U=60.

4.5 Фактическое передаточное отношение

U_ф=

= 2,5.

4.6 Коэффициент эксплуатации

K_э=K_д•K_н•K_р•K_с,

где K_д– коэффициент динамичности нагрузки, K_д=1 (т. к. спокойная);

K_н– коэффициент, учитывающий наклон линии центров звездочек к горизонту,

K_н= 1 (т.к. наклон меньше 60 град);

K_р– коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи,

K_р=1,25 т.к. периодический;

K_с– коэффициент, учитывающий способ смазки передачи,

K_с= 1,4 (т.к. при периодической смазке K_с=(1,3……1,4));

K_э=1*1*1,25*1,4=1,75.

4.7 Выбор цепи

Расчетное значение шага цепи

t_p=

, t_p=

=16,68 мм.

Выбрана цепь ПР – 19,05–2500

со следующими характеристиками:

шаг t =19,05 мм,

площадь опорной поверхности шарнира цепи A= 105,8 мм²,

масса одного погонного метра цепи q_m=1,9 кг/м,

диаметр ролика D_p=11,91 мм,

расстояние между внутренними пластинами B_BH=12,7 мм.

4.8 Число звеньев цепи

L_t=2•A_t+0.5•(Z₁+Z₂)+

=2*40+0,5*(24+60)+

=122,8

Приняли после округления L_t=123.

4.9 Длина цепи

L=t•L_t=19,05*123=2343 мм.

4.10 Межосевое расстояние

a=0.25•t•[Y+

где Y=L_t-0.5•(Z₁+Z₂)= 123–0,5*(24+60)=81,

a= 0.25•19,05•[81+

=763,7 мм

4.11 Диаметры делительных окружностей звездочек

d_j=

, d₁=

=145,9 мм, d₂=

=364 мм.

4.12 Максимальная допустимая частота вращения ведущей звездочки

n_max=

где W – геометрическая характеристика цепи, W=

= 1,99,

- коэффициент скорости удара цепи о зуб звездочки,

=sin

= sin

=0,71

n_max=

=1088,8 об/мин. (n₁ < n_max; 272,6 < 1088,8)

4.13 Допускаемое давление в шарнире цепи

[p]=

, [p]=

=75,78 МПа.

4.14 Окружное усилие в цепи

F_t=

=3121,3 Н.

5. Расчет тихоходного вала

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [

_k]. Ориентировочно определяем диаметр вала в опасном сечении в мм по формуле

Т – крутящий момент на валу, [Н×м]

Полученный результат округляем до ближайшего значения из стандартного ряда

=38 мм,

Наименование опасного сечения – I

Диаметр вала в опасном сечении d =48 мм

Определение опорных реакций

Горизонтальная плоскость

R_1Г=81,63 Н

R_2Г=2477,4 Н

Вертикальная плоскость

R_1В=72,18 Н

R_2В=815,77 Н

Радиальные опорные реакции:

R₁=

= 8164,02 Н

R₂=

= 2608,25 Н

Моменты в опасном сечении

M_Г= 448174,4 Н – изгибающий момент в горизонтальной плоскости;

M_B= 0 – изгибающий момент в вертикальной плоскости;

=448174,4 Н*мм

где M

– суммарный изгибающий момент.

Осевая сила в опасном сечении F_a=485,48 Н

Коэффициенты запаса прочности

n =

где n_s- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям,

n_s=

s_-1 – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба;

s_-1=0,43*s_В;s_В=570 МПа

s_-1=0,43*570=245,1 МПа

k_s- эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

e_s– масштабный фактор, учитывающий размеры детали при изгибе;

=2,7 (по таблице)

= 0,95 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

y_s=0,15 – коэффициент, учитывающий различное влияние на усталостную прочность амплитудных и средних напряжений цикла при изгибе;

s_а – амплитуда цикла нормальных напряжений,

s_а=

W_x–осевой момент сопротивления,

W_x=

10,86*10^-6,

s_а=

41,268 МПа

s_m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений,

s_m=

A = 3,14*

1,809*10^-3мм²– площадь опасного сечения

s_m=

КПа = 0,27 МПа

n_t- коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

n_ф=

ф _-1=142,158 МПа–предел выносливости стали при симметричном цикле кручения,

k_ф- эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

е _ф – масштабный фактор, учитывающий размеры детали при кручении;

=0,6*

+0,4=0,6*2,7+0,4=2,02

=0,1 – коэффициент, учитывающий различное влияние на усталостную прочность амплитудных и средних напряжений цикла при кручении;

ф_aи ф_m– амплитудное и среднее напряжения цикла касательных напряжений,

Для от нулевого цикла ф_a = ф_m =

, где W_p– полярный момент сопротивления, W_p=2* W_x =2*10,86*10^-6=21,72*10^-6

ф_a=

5,24 МПа

n_s=

2,31;n_ф=

13,43

Суммарный коэффициент запаса прочности в опасном сечении

2,28 >2

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора:

д = 0,025*a_w+1=0.025*125+1=4,125 => д = 8 мм.

д₁= 0.02*a_w +1=0.02*125+1=3,5 => д₁=8 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b=1.5 д, b =1,5*8= 12 мм,

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b₁=1,5 д_1,

b₁=1,5*8=12 мм,

Толщина нижнего пояса корпуса:

P=2.35*д=2.35*8=18.8 мм

Толщина ребер основания корпуса

m=0,9д=7,2 мм

толщина ребер крышки

m=0.9 д=7.2 мм

Диаметр фундаментальных болтов:

Привод с цилиндрическим одноступенчатым вертикальным косозубым редуктором (стр. 3 из 4)

5. Расчет тихоходного вала