Послідовність розрахунку ланцюгової передачі
Рис.6. Геометричні та силові параметри ланцюгової передачі
1. Визначити крок ланцюга р, мм
де а) Т1 - крутний момент на провідній зірочці (на тихо-Ходнев валу редуктора), Н × м;
б) Ке - коефіцієнт експлуатації, який представляє собою твір п'яти поправочних коефіцієнтів, які враховують різні умови роботи передачі (табл.6)
в) Z1 - число зубів ведучої зірочки
де u - передавальне число ланцюгової передачі (u = iц). Полу-ного значення Zl округлити до цілого непарного числа, що в поєднанні з непарним числом зубів веденої зірочки Z2 (див. П. 2) і парним числом ланок ланцюга lp (див. П. 5) забезпечить більш рівномірне зношування зубів і шарнірів;
г) [Рц] - допустиме тиск в шарнірах ланцюга, Н / мм 2. за-висить від частоти обертання ведучої зірочки n1. об / хв (часто-ти обертання тихохідного вала редуктора), очікуваного кроку ланцюга р;
д) n - число рядів ланцюга. Для однорядних ланцюгів типу ПР n = I.
Отримане значення кроку р округлити до найближчого стан-дартного по табл. 5П.
2. Визначити число зубів веденої зірочки
Отримане значення Z2 округлити до цілого непарного числа. Для запобігання зіскакування ланцюга:
Значення поправочних коефіцієнтів К. Таблиця 6
Придатність розрахованої ланцюга визначається співвідношенням.
Перевантаження ланцюга не допускається. У таких випадках мож-но взяти ланцюг типу IIP з великим кроком P і повторити провер-ку тиску PЦ в шарнірах, або збільшити число зубів Z1 рас-зчитується ланцюга і повторити розрахунок передачі.
15. Перевірити міцність ланцюга. Міцність ланцюга перевіряється співвідношенням. де - відповідно до-пускають і розрахунковий коефіцієнти запасу міцності для роликових ланцюгів
де Fр - руйнівне навантаження ланцюга, Н (табл. 5П); Ft - ок-ружной сила, передана ланцюгом, Н; До д - коефіцієнт, враховувати-вающий характер навантаження (див. П.1); Fо - попереднє натяг ланцюга, Н
де К f - коефіцієнт провисання; Кf = 6 для горизонтальних передач;
Кf = 3 - для передач, похилих до горизонту до 40 °;
Кf = 1 - для вертикальних передач; q - маса 1 м ланцюга, кг / м;
a - міжосьова відстань, м; g = 9,81 м / с 2 - прискорення вільного падіння;
Fv - натяг ланцюга від відцентрових сил, Н:
де v- фактична швидкість ланцюга (див. п. 12).
Допустимий коефіцієнт запасу міцності [S]
для роликових (втулкових) ланцюгів при Z1 = 15. 30.
Примітки: 1. У графі «Термообробка» прінятиследующіе позначення: Н-нормалізація, У-поліпшення, ТВЧ-гарт струмами високої частоти.2. Для ціліндріческіхі конічних коліс свиточкамі прийняти менше іззначеній Сзаг. Sзаг.
де [# 963;] H01. [# 963;] H02 - допустиме контактне напруження відповідне межі контактної витривалості при числі циклів зміни напруг NHO (табл. 11); KHL - коефіцієнт дол-говечності
де N - число циклів зміни напруг за весь термін служби
де # 969; - кутова швидкість відповідного валу, сек -1; Lh-термін служби приводу, годину.
Визначення KHL з урахуванням графіка навантаження приводу наводиться в літературі / 2 / c 15. 16.
Для нормалізованих і поліпшених коліс 1,0≤ KHL ≤2,6.
Якщо N> NHO. то приймають KHL = 1.
Значення числа циклів NHO. Таблиця 11
Середня твердість поверхонь зубів
Циліндричні і конічні зубчасті передачі з прямими і неодмінно-мимі зубами при НB1ср -НB2ср = 20. 50 розраховують по мень-шему значенням [# 963;] H. тобто по менш міцним зубам зубчастої пари.
Зубчасті передачі з непрямими зубами при HB1ср -HB2ср ≥70 і твердості зубів колеса ≤ 350 Нb розраховують за середнім до-пускають контактному напрузі
Допустимі напруги при розрахунку на вигин визначають для шестерні і колеса окремо
де [# 963;] F0 - допустиме напруження згину, відповідне межі витривалості по вигину при числі циклів змін напря-жений Nfo (табл. 9); Kfl - коефіцієнт довговічності
де NF0 - число циклів змін напрузі, відповідних межі витривалості. Для всіх сталей Nfo = 4 # 8729; 10 6. При твердості НB≤ 350.
При проектному розрахунку циліндричної зубчастої передачі при-тримувати наведеної нижче послідовності
1. Вибрати матеріал для зубчастої передачі і визначити до-пускаються напруги для розрахунку на контактну витривалість і вигин.
2. Визначити міжосьова відстань передачі aw. мм
де Kа = 43 для косозубих і шевронних передач;
Ka = 49.5 для прямозубих;
# 936; a = - коефіцієнт ширини вінця колеса;
# 936; a приймають з ряду стандартних чисел. 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 в залежності від положення коліс щодо опор: при симетричному розташуванні 0,4 ... 0,5; при несиметричному 0,25 ... 0,4; при консольному 0,2 ... 0,25.
u- передавальне число редуктора; T2 - обертається момент на тихохідному валу редуктора, H # 8729; м; [# 963;] H - допустиме контакт-ве напруга; Kнb - коефіцієнт концентрації навантаження. Для прірабативала зубів при постійному навантаженні KHb = 1.
Отримане значення міжосьового відстані aw округлити до найближчого значення з ряду нормальних лінійних розмірів (табл. 1П).
3. Визначити модуль зачеплення m. мм
де Km = 6,8 - для прямозубих передач; Km = 5,8 - для косозубих і шевронних;
d2 = ділильний діаметр колі-са, мм; b2 = # 936; a # 8729; aw ширина вінця колеса, мм;
[# 963;] F-до-пускають напруга вигину матеріалу колеса з менш міцним зубом, Н / мм 2.
Визначити модуль зачеплення з умови m = (0,01 ... 0,02) і вибрати його значення із стандартного ряду ряду чисел (не менше вирахуваний раніше).
m, мм 1-й ряд -1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10
2-й ряд -I, 25; I, 75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9
При виборі модуля 1
й ряд кращий. У силових зубчастих передачах при HB≤ 350 прийняти m> 1 мм.
4. Визначити кут нахилу зубів # 946; min для косозубих і шевронних передач
У косозубих передачах беруть # 946; = 8 °. 20 °; в шевронних - # 946; = 25 °. 40 °.
5. Визначити сумарне число зубів шестерні і колеса для прямозубих коліс ZΣ = Z1 + Z2 =; для косозубих і шевронних ZΣ = Z1 + Z2 =.
Отримане значення ZΣ округлити до найближчої бік до цілого числа.
6. Уточнити дійсну величину кута нахилу зуба
Точність обчислення кута # 946; до п'ятого знака після коми
7. Визначити число зубів шестерні
Значення Z1 округлити до найближчого цілого числа. З умови зменшення шуму і відсутності підрізання зуба рекомендується: Z1 ≥17.
При отриманні Z1 ≤17, прийняти Z1 = 17, або проектувати нарізування зубів з позитивним зміщенням інструменту. З методикою розрахунку такого зубчастого зачеплення можна познайомиться в літературі: / 2 / c 21. 22.
8. Визначити число зубів колеса
9. Визначити фактичне передавальне число uф і прове-рить його відхилення # 916; u від заданого u: uф =;
При невиконанні норми відхилення перерахувати Z1 і Z2.
10. Визначити фактичне міжосьова відстань:
aw = - для прямозубих передач;
aw = -для косозубих передач.
11. Визначити основні геометричні параметри передачі за формулами наведеними в табл. 12.
Мал. 9. Геометричні параметри циліндричної зубчастої передачі.
Точність обчислення діаметрів коліс до 0,01 мм. Значення ширини вінців зубчастих коліс округлюють до цілого числа за нормальними лінійними розмірами (табл. 1 П).
Геометричні параметри зубчастих коліс. Таблиця 12
12. Перевірити міжосьова відстань:
13. Перевірити придатність заготовок коліс (див. Табл. 10).
14. Перевірити контактні напруги # 963; H. Н / мм 2:
де К = 436 -для прямозубих коліс; K = 376 -для косозубих і шевронних коліс.
Ft = -Окружні сила в зачепленні, Н;
KНa коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами; KHa = 1 - для прямозубих коліс; для косозубих коліс КНa визначається за графіком на рис.10 в за-лежно від окружної швидкості коліс v =. м / с і ступеня точності передачі (табл.13); KH # 965; коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 14).
Мал. 10 Графік для визначення коефіцієнта KHa по кривим ступеня точності
Допускається недовантаження передачі ( # 963; H <[σ]H ) не более 15 %, перегрузка ( σH>[# 963;] H) до 5%. Якщо умова не дотримується-ся, слід збільшити міжосьова відстань aw. ширину коліс або призначають-чить інші матеріали коліс або іншу термообробку, пересчі-тать допустимі напруження і повторити весь розрахунок передачі.
де m -модуль зачеплення, мм; b2 ширина зубчастого вен-ца колеса, мм; Ft -Окружні сила в зачепленні, Н; KFa = 1 для прямозубих коліс. Для косозубих і шевронних в залежності від ступеня точності: