Проверочный расчет цепной передачи

2.3.1 Давление в шарнирах [7, с. 9]

мПа

А_ш =179 [7, с. 20] – площадь проекции опорной поверхности шарнира однорядной цепи, мм.

Уточнение [ p ]₀  по [7, с. 7, табл. 1] при P = 25,4 мм и n = 46,25 мин^-1 дает [ p ]₀ = 35 мПа

допустимо. Износостойкость шарниров обеспечивается.

2.3.2 Средняя скорость цепи

м/с.

Натяжение ветвей цепи [7, с. 9 ] от:

- окружной силы

- центробежной силы Н

где

 - скорость цепи; q – масса одного метра цепи [7, с. 20];

q = 2,6 кг/м.  

 - силы тяжести F_q = 60qa_цcosψ [7, с. 9],

где ψ = arcsin(а_у/а_ц) = arcsin(345/639) = 32,68⁰ – угол наклона передачи к горизонту; а_у = 500-(105,2735+30+6+14) = 345 мм

F_q = 60∙2,6∙0,639∙cos 32,68⁰ = 84 Н.

Наибольшее натяжение ведущей ветви цепи

F _1max = F_t ∙ K _д+ F_q + F _υ = 4109∙1+84+0,3=4193 Н.

Натяжение ведомой ветви F ₂= F_q + F _υ=84+0,37=84,37 Н.

Коэффициент безопасности цепи [7, с. 9]

,

где [ S ] = 7+0,25∙10^-3 P ∙ n ₁ = 7+0,25∙10^-3∙25,4∙46,25 = 7,29;

S = =14,3>7,29.

2.3.3 Число ударов W цепи о зубья звездочек [7, с. 9]

 

 

с^-1.

Динамическое условие выполняется.

2.3.4 Угол между ветвями цепи [7, с. 10]

γ = 57,3(d _д1- d _д2)/а_ц = 57,3(203,2-141,11)/639 = 5,57⁰.

Нагрузка на валы звездочек в виде проекций по осям x,y (вращение звездочек правое, ведущая верхняя ветвь) [7, с. 10].

F_BX = F ₁cos(γ/2+ψ)+ F ₂cos(γ/2-ψ) = 4193∙cos(5,57/2+32,68)+84,37∙cos(5,57/2--32,68) = 3415-73 = 3342 Н

F_BY = F ₁sin(γ/2+ψ)+ F ₂sin(ψ -γ/2) = 4193∙sin(5,57/2+32,68)+84,37∙sin(32,68- 5,57/2) = 2433+42 = 2475 Н (рисунок 2.1)

 

 

Рисунок 2.1 – Силы на валах звездочек

 

 2.4 Конструкция зубчатых колес

    2.4.1 Зубья шестерен обеих ступеней нарезаны на входном и промежуточном валах.

    2.4.2 Конструкции колес показаны на рисунке 2.2, размеры их даны в таблице 2.3 [5, c.62 и 69].

    Производство крупносерийное, d _ae2 и d _a2 < 500 мм, заготовки колес–штамповки.

Таблица 2.3– Размеры колес в соответствии с рисунком 2.2.

Наименование размера	Рекомендации	Размер колеса, мм
		Цилиндрич. (Б.ст.)	Цилиндрич. (Т.ст.)
1 Диаметр вершин d a2	табл. 1.10	210,547	202,695
2 Ширина венца    b 2	табл. 1.10	20	36
3 Диаметр вала d	подразд. 1.4	34	44
4 Диаметр ступицы D СТ	(1,5...1,55) d	52	66
5 Длина ступицы l СТ	(1,0...1,2) d	36	44
6 Толщина обода S,	2,5 m + 0,05 b 2	5	6
7 Толщина диска C	0,4 b 2	8	14
8 Фаска f	(0,5...0,6) mn	1	1
9 Радиус R	R ³ 6	8	8

 

 

               а)                                       б)

Рисунок 2.2 – Конструкция колеса а) быстроходной ступени и б) тихоходной ступени.

 

  2.5 Смазка зацеплений и подшипников

Скорости и контактные напряжения ступений:

Быстроходная ступень: v _Б = 2,005 м/с; s _H = 468 МПа,

Тихоходная ступень: v _Т = 0,5 м/с, s_H = 632 МПа.

При скоростях v = 0,3...12,5 м/с [5,c.172] применяют картерную смазку окунанием зацеплений. В соосном редукторе колеса обеих ступеней должны окунаться в масло. Глубина погружения колеса в масло [5, с. 173]:

h _м = (2 m …0,25 d _2Т), но не менее 10 мм.

Диаметр d _а2Т< d _а2Б поэтому h _м следует определять по тихоходной ступени:

h _мт = (2∙1,5…0,25∙202,695) = 3…50 мм. Принимаем h _мт = 10 мм. У колеса быстроходной ступени h _мб = h _мт+(d _а2б- d _а2т) = 10+0,5(210,547-202,695) = 14 мм. Тогда высота верхнего уровня масла h = h _мб+ b ₀ = 14+30 = 44 мм.

Минимально необходимый объем масла для смазывается зубчатых передач V _min = 0,5 P ^’_дв л/кВт = 0,5∙1,33 = 0,7 л.

    Фактический объем масла в картере редуктора V = L _вн ´ В _вн ´ h =

= 352´75´44 = 1,16×10⁶ мм³ или V = 1,2 л, где L _вн, В _вн – внутренние длина и ширина корпуса редуктора из его чертежа.

Требуемая кинематическая вязкость масла [5, c.173] при s _Н до 600 МПа и v_m = 1,3м/с m = 34 мм²/с (при t ⁰ = 40 ⁰). Рекомендуемая марка масла И-Г-А-32 ГОСТ 20799–88 (m = 29...35 мм²/с).

Смазка подшипников при v >1 м/с (у нас v _m = 1,3) [5, c.175] разбрызгиванием.

    Выходные концы валов закрыты манжетными уплотнениями I–го типа по ГОСТ 8752–79.

    Для герметизации плоскость разъема крышки и корпуса перед окончательной сборкой должна быть покрыта тонким слоем герметика УТ–34 ГОСТ 24285–80.

 

   2.6 Усилия в передачах.

Усилия, действующие в передачах, показаны на рисунке 2.3.

 

Рисунок 2.3 – Схема сил в передачах

 

 

Согласно рисунку 2.3,а (горизонтальная проекция) F_BX = 3342 Н, силы цепной передачи расположена в плоскости радиальной силы F_{r 2т} тихоходной ступени, вертикальная проекция F_BY = 2475 Н – в плоскости окружной силы F_{t 2т}.

Формулы сил цилиндрической передачи [9, c.21]:

F _t = 2000 T ₁/ d ₁; F _r = F _t tga _t; F _a = F _t tgb,

 где a _t = arctg(tg20⁰/cosb). Расчет приведен в таблице 2.4.

 

Таблица 2.4. Силы, действующие в зубчатых колесах

Ступень	T1, Нм	d1, мм	αt, град	Β, град	Ft, Н	Fr, Н	Fa, Н
Быстроходная	16,08	42,453	20,08	17,446	758	289	238
Тихоходная	77,49	50,305	20,3	10,2631	3008	1140	558

 

Внешняя осевая сила на промежуточном валу F_A = F_{a 1}- F_{a 2} = 558-238 = =320 Н, и в соответствии с рисунком 2.3, б направлена в сторону правой опоры.

Консольная нагрузка от муфты на конце входного вала [5, с. 102]:

F _м = 125∙T^1/2_б = 125∙  = 501 Н.