Ft max = T3 max/d1 = 774.62*103/40 =19365 H
После подстановки в формулу (2.13) получаем при перегрузках соответственно для шестерни и колеса напряжения изгиба
σFmax1 = 19365*1,23*3,7*0,74*0,92/(224*3,5) = 76 МПа
σFmax2 = 19365*1,23*3,6*0,74*0,92/(224*3,5) = 74 МПа
Эти напряжения значительно меньше вычисленных допускаемых напряжений
[σF]max 1 =352 МПа
[σF]max 2 =320 МПа
2.3.5. Геометрические параметры колес тихоходной зубчатой передачи, обоснованные в результате расчётов, сведены в таблицу.
| Параметры | Шестерня | Колесо |
| Межосевое расстояние, мм | 224 | |
| Нормальный модуль, мм | 3.5 | 3.5 |
| Угол наклона зубьев, град. | 36 | 36 |
| Число зубьев | 26 | 78 |
| Направление зубьев | левое | правое |
| Делительные диаметры, мм | 40 | 144 |
| Диаметры вершин зубьев, мм | 47 | 151 |
| Ширина венцов колёс, мм | 59 | 55 |
Расчёт цепной передачи.
Выбираем для передачи цепь приводную роликовую ПР по ГОСТ 13568-75
Числа зубьев (3,стр.84)
Z1 = 31-2*I = 31-2*2.72 = 26
Z2 = Z1*I = 26*2.72 = 71
Допускаемое среднее давление примем ориентировочно по табл. 5.15 (3,стр.85)
[р] = 37 Н/мм2, чтобы вычислить Кэ по формуле принимаем kд = 1,25; ka = 1; kн = 1;
kp = 1.25; kcm = 1.5; kп = 1
получим
Кэ = 1,252*1,5 = 2,33
число рядов m = 1
Следовательно
t = 2.8*((T4*Кэ/(Z1*[р]*m)1/3 = 2.8*(1449*1000*2.33/(26*46))1/3 = 39.5 мм
Ближайшее стандартное значение по таблице 5.12 (3,стр.82) t = 38.1 мм
соответственно F = 473 мм2 ; Q = 12700 кгс; q = 5,5 кг/м.
По табл. 5.14 (3,стр.84) условие [n4]≥n4 выполнено
Условное обозначение цепи: Цепь –ПР-19.05-3180 ГОСТ 13568-75
Определим скорость цепи
V = z1*t*n4/60000=26*38.1*108.8/60000=1.8 м/с
Окружное усилие
Р = Р4/V = 18,2*1000/1,8 = 8402 Н
Проверяем среднее давление
р = Р*Кэ/F = 8402*2,33/473 = 37,83
Уточняем по табл. 5.15 (3,стр.85) при 55 об/мин [р] = 36,4 Н/мм2 (получено интерполированием) умножая согласно примечанию наёденное значение на поправочный множитель Кz = 1+0,01(z1-17) получим
[р] = 36,8*(1+0,01(26-17)) = 40,11 Н/мм2
Таким образом р<[р] , следовательно выбранная цепь по условию надёжности и износостойкости подходит.
Выполним геометрический расчет передачи:
принимаем межосевое расстояние
а = 40*t; at = a/e = 40
Для определения числа звеньев Lt находим предварительно суммарное число зубьев
Z = Z1+Z2 = 26+71 = 97
Поправку ∆ = (Z2-Z1)/(2*π) = (71-26)/(2*3.14) = 7.16
По формуле(3,стр.84)
Lt = 2*at+0.5*Z+∆2/at = 2*40+0.5*97+7.162/40 = 129.8
Уточняем межосевое расстояние по формуле (3,стр.84)
а = 0.25*t*[Lt-0.5*Z+((Lt-0.5*Z)2-8*∆2)]1/2 =
= 0.25*38.1*[129.8-0.5*97+((129.8-0.5*97)2-8*7.162)]1/2 = 1016 мм
Для обеспечения свободного провисания цепи следует предусмотреть уменьшение а на 0,4%, т.е. на 1016*0,004 = 4 мм
Делительный диаметр меньшей звездочки по формуле (3,стр.82)
dд1 = t/(sin180/Z1) = 38.1/(sin(180/26)) = 316 мм
большей звездочки
dд2 = t/(sin180/Z2) = 38.1/(sin(180/71)) = 861 мм
наружные диаметры по формуле (3,стр.84)
De1 = t/(sin180/Z1)+1.1*d1 = 38.1/(sin(180/26))+1.1*22.23 = 339 мм
здесь d1 – диаметр ролика по табл. 5.12 (3,стр.82) d1 = 22,23
De2 = t/(sin180/Z2)+0,96*t = 38.1/(sin(180/71))+0.96*38.1 = 896 мм
силы действующие на цепь
окружная Р = 8402 Н
центробежная Рv = q*v2 = 5.5*1.82 = 17.82 H
от провисания Pf = 9.819*kf*q*a = 9.81*1.5*5.5*1.013 = 82 H
здесь kf = 1,5 при расположении цепи под углом 45о расчетная нагрузка на валы
Рв = Р+2*Pf = 8402+2*82 = 8566 H
проверяем коэф. запаса прочности по формуле (3,стр.86)
n = 9.81*Q/(P+Pv+Pf) = 9.81*12700/(8402+17.82+82) = 14.65
что значительно больше нормативного [n] = 10. Следовательно, условие прочности выбранной цепи также удовлетворительно.
Список литературы.
1. Задания к расчетным и контрольным работам по теории механизмов и машин Ухта 2003 г.
2. С.А. Чернавский и др. „КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ МАШИН" Москва. „ Машиностроение" , 2-е изд. Переработанное и дополненное.1988г.
З. С.А. Чернавский и др. „КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ МАШИН", Москва. „ Машиностроение "1979г.
4. П.Г. Гузенков. „Детали машин " издание третье . Москва „высшая школа", 1982г.