Розрахунок та проектування редуктора, страница 2

2.14. Натяг від провисання веденої галузі від власної маси [1. с. 41]

 

де  — коефіцієнт     провисання  [1. с. 41]

      а = 40t = 40   15,875 = 635 мм.

 2.15.  Натяг від відцентрових сил  при     швидкості ланцюга v << 12 м/с не враховується [1. с.  41].

2.16. Окружне зусилля F_t= 1423Н (обчислене вище).

2.17. Сумарний   натяг   провідної   галузі (формула 2.47)

     

2.18. Навантаження, що діє на вали (формула 2.50)    

  

Перевіряємо  ланцюг   по  запасі   міцності   (формула 2.54):    

   

що допускає менше   [п]= 14,5     (табл. 2.30).   

Геометричний розрахунок передачі

2.19. Міжосьова відстань

а=635 мм (обчислено вище).

2.20. Числи зубів веденої зірочки

  

2.21. Довжина ланцюга, виражена в кроках (формула 2.40),

  

Кількість ланок ланцюга округляємо до парного числа , щоб уникнути застосування   перехідної сполучної   ланки.

 2.22. Дійсна міжосьова відстань, що відповідає округленій довжині , не обчислюємо, тому що електродвигун установлений на полозках.

2.23. Ділильні окружності зірочок визначаємо по табл. 2.32:

провідної

     

веденої

     

3.Розрахунок |зубчастої| прямозубої | передачі.

Розрахунок циліндрової прямозубої | передачі одноступінчатого редуктора загального|спільного| призначення по наступних|слідуючих| параметрах: номінальна потужність, передавана шестернею N=9,08 кВт; частота обертання шестерні    

 n=487,5 ;  передавальне число u=5,41; навантаження змінна,     короткочасно діюче максимальне навантаження при пуску в 1.5 рази більше за номінальну; передача нереверсивна; шорсткість поверхні зубів по 6-му| класу (ГОСТ 27189—73); габарити редуктора обмежені.

Вибір матеріалу і напруг|напружень|, що допускаються, для шестерні u колеса.

3.1. По табл|. 3.12 призначаємо матеріал для шестерні і колеса —сталь 40ХН (поковка|); термообробка — поліпшення|покращання|. Для шестерні при радіусі заготівки|заготовки,заготівлі| до 100  мм:

 ;;230...300 НВ1;                                           

 для  колеса при радіусі заготівки|заготовки,заготівлі| до 300 мм

 ;; 241НВ2.                                      

3.2. Визначаємо напругу|напруження| вигину|згину|, що допускається, для шестерні

 [1, формула 3.51]:

Заздалегідь знаходимо|находимо| межу витривалості зубів при вигині|згині|, відповідну еквівалентному числу циклів зміни|перерви,переміни| напруг|напружень|: [1, формула  3]

де межа витривалості при вигині|згині|, відповідна базовому числу циклів зміни|перерви,переміни| напруг|напружень|| [1,табл. 3.19]

Коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього|двобічного| додатку|застосування| навантаження [1,табл.3,20], при односторонньому|однобічному| додатку|застосуванні| навантаження

коефіцієнт  довговічності [1, формула 3,53]

 

При НВ| < 350 [1,див. с. 77] 6; базове число циклів зміни|перерви,переміни| напруг|напружень|

[1,див. с. 77]

еквівалентне (сумарне) число циклів зміни|перерви,переміни| напруг|напружень| [1,формула 3,54]

Заздалегідь знаходимо|находимо| tч

Відповідно

  

але|та| оскільки|тому що| [1,див. с. 77], приймаємо  

Відповідно

   

  Коефіцієнт безпеки [1, формула 3.56]

де  [1,табл|. 3.19]  [1,табл|. 3.21]. Коефіцієнт, що враховує   чутливість матеріалу до концентрації напруг

|напружень| [1,формула 3.57].

Коефіцієнт, що враховує шорсткість   перехідної   поверхні   зуба 

[1,формула 3.58] ;               

Напруга|напруження|   вигину|згину| , що допускається , для   зубів шестерні

3.3. Напруга|напруження| вигину|згину|, що допускається, для зубів
колеса    

 

Заздалегідь знаходимо|находимо| межу витривалості зубів при вигині|згині|, відповідну еквівалентному числу циклів зміни|перерви,переміни| напруг|напружень|
[1,формула 3.52]:  

де межа витривалості при вигині|згині|, відповідна базовому числу циклів зміни|перерви,переміни| напруг|напружень| [ 1, таб|. 3.19]

Коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього|двобічного| додатку|застосування| навантаження [1,табл|. 3,20]; коефіцієнт довговічності

[1, формула 3.53]

При НВ| < 350 [1,див. с. 77] ; базове число циклів зміни|перерви,переміни| напруг|напружень| [1,див. с. 77]еквівалентне (сумарне) число циклів зміни|перерви,переміни| напруг|напружень| [1,формула 3,54]

Відповідно

  

але|та| оскільки|тому що|

[1,див. с. 77], приймаємо  

Межа витривалості

Коефіцієнт безпеки [1, формула 3.56]

концентрації напруг|напружень| [1,формула 3.57].

Коефіцієнт, що враховує шорсткість   перехідної   поверхні   зуба  [1,формула 3.58] ;              

Напруга|напруження|   вигину|згину| , що допускається , для   зубів колеса

3.4. Напруга|напруження| вигину|згину|, що допускається, при розрахунку на дію максимального навантаження [1,формула 3.62] для шестерні

Заздалегідь знаходимо|находимо| граничне напружите, що не викликає|спричиняє| залишкових деформацій або крихкого зламу зуба [1,табл|. 3.19]:

  ;

 коефіцієнт безпеки [1, див. с. 76]

тут  (див. с.,80);  [1,табл|. 3.21]. Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напруг|напружень| [1,формула 3.67] . Отже

3.5. Напруга|напруження| вигину|згину|, що допускається, при розрахунку на дію максимального навантаження [1,формула 3.62] для колеса

Заздалегідь знаходимо|находимо| граничне напружите, що не викликає|спричиняє| залишкових деформацій або крихкого зламу зуба [1,табл|. 3.19]:

  .

 Коефіцієнт безпеки (див. с. 80)

тут  (див. с.,80);  [1,табл|. 3.21]. Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напруг|напружень| [1,формула 3.67] . Отже

3.6. Контактна напруга|напруження|, що допускається, для шестерні 

 [1, формула 3.33]

Заздалегідь, знаходимо|находимо| межу контактної витривалості  поверхонь  зубів, відповідну еквівалентному числу циклів напруг|напружень| [1,формула 3.34]:

тут межа контактної витривалості, відповідна базовому числу циклів зміни|перерви,переміни|  напруг|напружень| [1,табл|. 3.17]    

Коефіцієнт довговічності   [1,формула 3.35]