Детали машин 5 (стр. 2 из 4)

Сумарний термін служби передачі

Коефіцієнт, що враховує вплив кутової швидкості ведучої зірочки

Коефіцієнт параметрів передачі

де коефіцієнти, що враховують:

- вплив числа зубців ведучої зірочки

- вплив міжосьвої відстані

- вплив передаточного числа

Коефіцієнт експлуатації

де коефіцієнти, що враховують:

- нахил лінії центрів зірочки щодо горизонту

- спосіб регулювання натягу віток ланцюга

- спосіб змащування передачі

Розрахунковий тиск у шарнірах ланцюга

тут коефіцієнти, що враховують:

Динамічне навантаження К_Д = 1;

Число рядів ланцюгів Кm = 1.

Умова стійкості шарнірів проти спрацювання -

Таким чином умова стійкості проти спрацювання забезпечується, оскільки

Розрахунок ланцюга на міцність.

Визначаємо повне зусилля в ланцюгу

, тут

Зусилля від центрових сил

Н

Зусилля від провисання ланцюга

Н

Коефіцієнт Kf =3, залежить від розміщення лінії центрів.

Визначаємо коефіцієнт міцності ланцюга

Визначаємо допустимий коефіцієнт міцності ланцюга

Умова міцності ланцюга

виконується.

Розрахунок пластин ланок ланцюга на втому.

Розраховуємо еквівалентне корисне навантаження ланцюга

тут коефіцієнт інтенсивності К_Евм = 1,2

Розрахунковий тиск у шарнірах ланцюга

Допустимий тиск у шарнірах ланцюга, що гарантує втомну міцність його ланок.

Тут вибрані такі значення розрахункових коефіцієнтів, що враховують

вплив чисел зубців ведучої зірочки

ресурс (тривалість) роботи

кутову швидкість

вплив кроку ланцюга

Втомна міцність пластин ланцюга достатня, бо

1

Сила, що навантажує вал передачі

Розрахунок геометричних параметрів ланцюгової передачі

- крок ланцюга t = 19,05 мм;

- діаметр ролика ланцюга d₁ = 11,91 мм;

- число зубців ведучої зірочки z₁ = 27, ведомої – z₂ = 81;

- діаметр ділильної окружності ведучої зірочки d_д1 = 164,093 мм,

ведомої – d_д2 = 491,3 мм

- діаметр окружності виступів

- радіус западин r = 0,5029 · d₁+0,05 = 6 мм;

- діаметр окружності западин

3 РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОЇ КОНІЧНОЇ ЗУБЧАТОЇ ПЕРЕДАЧІ

Вихідні дані:

6.944 кВт - потужність на ведучому колесі;

325 об/хв. - число обертів шестірні;

4.063 - передаточне число передачі.

Вибір матеріалу та розрахунок допустимих напружень для зубчастих коліс

Для виготовлення шестірні та колеса вибираємо (/1/ табл. 3.12.) відносно дешеву леговану сталь 40Х із термообробкою – покращення

Для колеса при радіусі заготовки до 100 мм:

Оцінюємо еквівалентні строки служби передачі для розрахунку на контактну втому і втому при згині.

- сумарний строк служби передачі

6 ∙ 0,2 ∙ 0,69 ∙ 365 ∙ 24 = 6044 год.

Допустиме напруження на згин для зубців шестірні

Визначаємо

- границю витривалості при згині (/1/, табл. 3.19)

1,8ּНВ₁=482,4 МПа

- коефіцієнт впливу напряму прикладання навантаження

1

Визначаємо коефіцієнт довговічності

- базу випробувань:

;

- еквівалентне число циклів змін напружень за строк служби передачі

- Еквівалентне число циклів навантаження:

-
При умові, N_FE1>N_FO приймаємо K_FL=1 (I,с.77);

- тоді коефіцієнт довговічності

=1

- коефіцієнт безпеки

1,75

- коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень:

1

- коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні зубця:

1

Таким чином допустиме напруження на згин для зубців шестірні:

275,6 МПа

Допустиме напруження на згин для зубців колеса

Визначаємо аналогічно, за попереднім пунктом:

1,8ּHB₂=433,8 МПа

- тоді коефіцієнт довговічності

=1

бо

Таким чином допустиме напруження на згин для зубців колеса:

МПа

Граничне допустиме напруження на згин

для зубців шестірні

- граничне напруження, яке не спричиняє залишкових деформацій або

- крихкої поломки зубців( табл. 3.19)

- коефіцієнт безпеки ( табл. 3.19)

- коефіцієнт, який враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень (формула 3.57)

МПа

для зубців колеса аналогічно п.1.5.1 знаходимо

- граничне напруження, яке не спричиняє залишкових деформацій або

- крихкої поломки зубців( табл. 3.19)

- коефіцієнт безпеки ( табл. 3.19)

- коефіцієнт, який враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень (формула 3.57)

МПа