Файл: Vedula - kursovaia.doc

4.9.6.2. Коефіцієнт нахилу лінії зуба. [1] стр.60

4.9.7. Робочі напруги на шестерні.

МПа [1] стр.60 ф.4.34

4.10. Визначення недовантаження за напругами згину у відсотках

Передача значно недовантажена по згину, що закономірно для закритих зубчастих передач.

4.11. Зусилля, що діють в зачепленні.

4.11.1. Колове зусилля.

Н [1] стр.59 ф.4.29

4.11.2 .Радіальне зусилля.

4.12. Діаметри кіл вершин зубів.

(мм) [1] стр.59 ф.4.27

мм;

мм;

4.13. Діаметри кіл западин зубів.

(мм) [1] стр.59 ф.4.27

5. Розрахунок ланцюгової передачі.

Вихідні данні:

Нм;

об/хв;

Вт;

;

Навантаження спокійне.

5.1. З умов допустимого тиску в шарнірах визначаємо основний розрахунковий розмір ланцюгової передачі-крок t.

; [1] стр.108 ф.6.26

де: Т₁ обертальний момент на валу ведучої зірочки.

5.1.1. Кількість зубів зірочок.

5.1.1.1. Кількість зубів ведучої зірочки:

[1] стр.109

Приймаємо: Z₁=

5.1.1.2. Кількість зубів веденої зірочки:

[1] стр.109

Приймаємо: Z₂=.

5.1.2. Коефіцієнт експлуатації. [1] стр.109 ф.6.27

;

де: К- коефіцієнт, що враховує характер навантаження; при спокійному навантаженні К = ;

- коефіцієнт, що враховує вплив міжосьової відстані; =1 при ;

- коефіцієнт виду змащення: = ; при періодичному змащенні;

- коефіцієнт нахилу лінії центрів зірочок; = ; при γ= ;

- коефіцієнт режиму роботи= ; при змінній роботі;

- коефіцієнт способу регулювання натягу ланцюга; = ; при періодичному регулюванні.

Ке =

5.1.3. Допустимий середній тиск в шарнірі.

Вибираємо умовно для кроку ланцюга t = мм - крок

[р] = МПа; [1] стр.108 табл.6.18

5.1.4. Визначення потрібного кроку.

Одержане розрахункове значення І приймаємо за ГОСТом:

t= мм [1] стр.107 табл.6.17

Вибираємо ланцюги з кроком найближчим до розрахункового за ГОСТом 13568-75.

Вибираємо всі параметри ланцюга:

мм; мм;

мм; мм;

кг/м; кН;

мм; мм²;

мм;

Ланцюг: ГОСТ13568-75.

5.2. Визначаємо швидкість вибраного ланцюга.

[1] стр.110 ф.6.30

м/с

5.3. Визначаємо попереднє значення міжосьової відстані.

З умови забезпечення кута обхвату ведучої зірочки.

[1] стр.110 ф.6.31

Приймаємо середнє мм.

5.4. Визначаємо кількість ланок в ланцюгу.

; [1] стр.110 ф.6.32

[1] стр.110

[1] стр.110

[1] стр.110

Рекомендується заокруглити L_t до парного числа.

Приймаємо:

5.5. Уточнюємо міжосьову відстань.

[1] стр.110 ф.6.33

5.6. Визначаємо колове зусилля на зірочці, яке дорівнює тяговій силі на ведучій гілці.

[1] стр.110 ф.6.34

5.7. Перевіряємо значення питомого тиску( ізносостійкість) ланцюга.

[1] стр.110 ф.6.36

МПа для t= мм

p=

Оскільки питомий тиск в шарнірах перевищує допустимий, та V>4 ^М/_С використовуємо такі заходи: встановлюємо струйні змащування Кс=

Вибраний ланцюг підходить, бо умова виконується.

5.8. Визначення фактичного коефіцієнта запасу міцності.

; [1] стр.109 ф.6.28 (5.14)

де: - руйнуюче навантаження;

= 10³Н; [1] стр.106 табл.6.17

- навантаження від відцентрових сил:

= qV² = [1] стр.109

- сила від провисання ланцюга;

допустимий коефіцієнт запасу для t = мм; [S] = [1] стр.109 табл.6.19

Вибраний ланцюг підходить.

5.9. Визначення приближеного навантаження на вали та опори.

[1] стр.110 ф.6.35

6. Розрахунок валів. Схема. Аналіз деформацій

6.1. Схема сил. Аналіз сил та деформацій валів редуктора.

Малюнок 6.1. Схема навантаження валів редуктора.

Застосовуємо теорему про перенос сили паралельно самій собі та приводимо всі сили, що виникають в зачепленні до вісі валів. Одержуємо схему навантаження кожного вала.

Малюнок 6.2. Схема навантаження вала шестерні.

Малюнок 6.3. Схема навантаження вала колеса.

Аналіз деформацій:

Колове зусилля F_t та зусилля F_nх , викликають згин валів в горизонтальній площині. Радіальне зусилля F_г та зусилля F_ny , викликають згин валів в вертикальній площині. Момент від колового зусилля М (Т), викликає деформацію кручення.

Висновок: вали редуктора відчувають сумісну дію згину та кручення в вертикальній та горизонтальній площинах. Розрахунки ведуться за еквівалентними напругами по третій гіпотезі міцності.