принимаем согласно рекомендации стр. 92 /4/ lр=166
Определяем фактическое межосевое расстояние в шагах:
(2.6) =47,93Принимаем межосевое расстояние в шагах аt=48.
Определяем фактическое межосевое расстояние а:
а=аt∙р=48∙38,1=1828,8 мм.
Определяем длину цепи l мм:
l=lрр=166·38,1=6324,6 мм.
Определяем диаметры звёздочек:
dд=
Ведущей звёздочки:
dд1=
=303,98 мм.Ведомой звёздочки:
dд2=
=715,8 мм.Диаметр выступов звёздочки:
(2.7)где К—коэффициент высоты зуба, К=0,7 стр. 92 /4/;
Кz—коэффициент числа зубьев;
Кz=ctg1800/Z
Кz1=ctg1800/25=7,91
Кz1=ctg1800/59=18,76
λ—геометрическая характеристика зацепления:
λ=р/d1 (2.8)
где d—диаметр ролика шарнира цепи, мм
d=25,4 стр. 131 /7/.
λ=31,75/22,23=1,25
Ведущей звёздочки:
=318,59 мм.Ведомой звёздочки:
=851,6.Диаметры окружностей впадин:
(2.9)Ведущей звёздочки:
=281,63 ммВедомой звёздочки:
=694,8 мм.Определяем фактическую скорость цепи:
(2.10) =1,86 м/с.Определяем окружную силу передаваемую цепью:
(2.11) =5716 Н.Проверяем давление в шарнирах цепи:
рц=
(2.12)А—площадь опорной поверхности шарнира, мм;
А=d1b3 (2.13)
b3—ширина внутреннего звена цепи, мм;
b3=25,4 мм
А=2·11,1∙25,4=563,8 мм2
рц=
Н/мм2Уточняем допустимое давление в шарнирах цепи в зависимости от скорости цепи стр. 91 /4/.: [рц]=24 Н/мм2 Условие прочности выполняется.
Определяем коэффициент запаса прочности:
(2.14)Fр—разрушающая нагрузка цепи, Н, Fр=254000 Н стр. 131 табл. 8.1 /8/.
Кд—коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки;
Кд=1 стр.269/8/
F0—предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви ( от силы тяжести):
F0=Кfqag (2.15)
где Кf—коэффициент провисания, Кf=3 стр. 94 /4/.
q—масса 1 м цепи, q=11 кг
а—межосевое расстояние, м; а=1,828 м.
g—ускорение свободного падения, g=9,81 м/с2.
F0=3∙11∙1,82∙9.81=589,2 Н.
Fv—натяжение цепи от центробежных сил, Н;
Fv=qv2 (2.16)
Fv=11∙1,862=38,05 Н
Тогда:
Определяем силу давления цепи на вал:
Fоп=kвFt+2F0 (2.17)
Kв—коэффициент нагрузки вала, kв=1,15 стр.90 табл. 5.7 /4/.
Fоп=1,15∙5716+2∙589,2=7758 Н
Принимаем для изготовления шестерни и колеса обеих ступеней для уменьшения номенклатуры сталь 40Х (улучшение) со следующими механическими характеристиками: для колеса σВ = 830 Н/мм2, σТ = 540 Н/мм2, НВ=260; для шестерни σВ = 930 Н/мм2, σТ = 690 Н/мм2, НВ=280.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений определяем по формуле (3.1) для колеса тихоходной ступени
(3.1)где n – частота вращения того из колес, для которого определяется допускаемое напряжение, об/мин.
Определяем число циклов напряжения по формуле (3.2)
(3.2)где Тmax = Т1 – максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течение Lh1 часов за весь срок службы при частоте вращения nT1 об/мин; Т2…Тi – передаваемые моменты в течение времени Lh2…Lhi при nT2…nTi оборотах в минуту; с – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым.
Так как режим нагрузки постоянный, NHE в формуле (3.2) заменяется на расчетное число циклов перемены напряжений, определяемое по формуле:
где Lh – расчетный срок службы передачи.
NК1 = 60∙1477∙2000=17,7∙107
NК2 = 60∙369,25∙2000=4,43∙107
Определяем базовый предел контактной выносливости из формулы (3.4) для шестерен быстроходной и тихоходной ступени
= 2 НВ + 70 (3.4) = 2∙280 + 70 = 630 Н/мм2 ;для колес
= 2∙260 + 70 = 590 Н/мм2 .Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяются по формуле:
(3.5) . Принимаем SH=1,1÷1,2, SH=1,1.Выбираем допустимое
=536,36 МПа.Производим расчет на прочность тихоходной ступени как более нагруженной.
= НВ + 260(3.5) = 280 + 260=540 МПа = 260 + 260=520 МПаДелительный диаметр шестерни d1 (мм) определяется из условия обеспечения контактной прочности по формуле
,(3.6)где Kd – вспомогательный коэффициент, МПа1/3;
Kd=770 – для стальных прямозубых колес;
Kd=675 – для стальных косозубых и шевронных колес;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; Т2Н – передаваемый крутящий момент на числа тех, число циклов действия которых превышает 0,03 NHE, Н·м (NHE – эквивалентное число циклов перемены напряжений); - допускаемое контактное напряжение, МПа.Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:
aw=Ка(u+1)
(3.5)где для косозубых колёс Ка=43, а передаточное отношение редуктора uр=4.
yab—коэффициент ширины колеса. Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию yab =
=0.2 стр.157 /8/. где =1,09.aw=
=150,1 мм, принимаем 150 мм.Рабочая ширина тихоходной ступени
Принимаем
=30 мм.Для определения остальных диаметров зубчатых колес необходимо найти модуль, ориентировочное значение которого можно вычислить по формуле
(3.8)Определяем модуль зацепления по формуле (3.8):
Принимая
, определяем угол наклона зубьев: