Проверочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе

- крутящий момент на меньшей звездочке T₅ = 54,615 Н·м;

- частота вращения меньшей звездочки n₅ = 240об/мин;

- передаточное число цепной передачи u=6,3;

- цепь однородная;

- регулировка натяжения передвижением опор;

- передача горизонтальная;

- смазка периодическая

- работа односменная

4.1 Определяем приближенное значение шага цепи

P 4.5 = 4.5 = 17,07 мм,

4.2 Выбираем стандартную роликовую цепь

Цепь ПР-19,05-3180 ГОСТ 13568-75 [т.3.1.1, с.32]

Шаг цепи Р = 19,05 мм. Площадь проекции опорной поверхности шарнира цепи А = 105 мм^2. Разрушающая нагрузка F_разр = 31,8 kH. Масса одного метра цепи q = 1.9 кг/м [т.3.1.1, с.32].

4.3 Числа зубьев звездочек

Z₅ = 29 – 2·u = 29 – 2·6.3 =16,4 Z₅ = 16

Z₆ = Z₅·u = 16·6.3 = 96,64 Z₆ = 96 < Z_max = 100

4.4 Частота вращения малой звездочки не превышает допустимых значений: n₅ = 240 об/мин < [n₅]= 1492 об/мин

4.5 Задаем межосевое расстояние

а_ПРЕД = (30…50) P = (30…50)·19.05 = 571…952 мм. Принимаем а = 800 мм.

4.6 Число звеньев цепи

a = = = 801.4 =802 мм.

4.8 Делительный диаметры звездочек:

= = = 97.64 мм;

= = 582.22 мм.

4.9 Оценка долговечности цепи по частоте ударов звена цепи о звездочки:

= = 0.81 c^-1 < = 18 c^-1

Долговечность цепи обеспечивается.

4.10 Окружная сила на звездочке

4.11 Коэффициент эксплуатации цепи

K_Э = = 1.2 1 = 1.56

где коэф-т динамичности нагрузки;

коэф-т, учитывающий способ натяжения цепи;

коэф-т, учитывающий величину межосевого расстояния;

коэф-т, учитывающий наклон передачи;

коэф-т, учитывающий способ смазки цепи;

коэф-т, учитывающий влияние сменности работы передачи.

[т. 3.3.2 – 3.3.8, c. 35-36]

4.12 Допускаемое давление в шарнире цепи из условия износостойкости шарнира цепи при P=19.05 [p] = 30 МПа

4.13 Расчетное давление в шарнире цепи

Износостойкость шарнира цепи обеспечивается.

4.1 4 Общее натяжение цепи

= ·1,2 + 89.69 + 2,78 = 1404,91 Н

= 1.9 ·0. 802·9.81·6 = 89.69 H – натяжение собственного веса цепи

F_V = q·V² = 1.9· 1,21² = 2,78 Н – натяжение цепи под действием центробежных сил

V = = = 1.21 м/с – средняя скорость цепи

4.1 5 Запас прочности цепи на разрушение

S = = = 22,649 > [S] =7.5

Прочность цепи на разрыв обеспечивается.

4.1 6 Нагрузка на вал от звездочки цепной передачи

= · 1.2 = 1342.44 H

Валы предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой «улучшение». = 800 МПа, = 130 МПа.

= = 14.6 мм

= = 20.9 мм

Принимаем для I вала (ведущий) :

d под подшипником = 20 мм

d под муфтой = 18 мм

d под шестерней = 22 мм

Принимаем для II вала (ведомый) :

d под подшипником = 30 мм

d под звездочкой = 25 мм

d под колесом = 34 мм

II вал

a = 34 мм, b = 34 мм, с = 81 мм

Радиальная нагрузка от звездочки цепной передачи F_B = 1342.44 H

Усилия в зацеплении колес: окружная сила

F_t4 = = = 763H

радиальная сила

F_r4 = F_t4 = 763· = 297,46 H

осевая сила

F_x4 = F_t4 = 763· = 292,88 H

= 0;

F_B· (a+b+c) – R_BX·(a+b) + F_r4·a - F_x4· = 0

R_BX = = = 3257 H

= 0;

– R_AX·(a+b) – F_x4· – F_r4·b + F_B·c = 0

R_AX = = = 1138,95 H

– R_AX·a = – 1138,95 ·34 = H·м

F_B·c = –1342.44 ·81 = 108,7 H·м

= F_B·(b+c) + R_BX·b - · = -1342.44 ·(34+81) + 3257·34 - 292,88 ·144,6/2= 64,82 H·м

R_BY·(a+b) – F_t4·a = 0

R_BY = =

–R_AY·(a+b) + F_t4·b = 0

R_AY = =

= –R_AY·a = – ·34 = - 12,97H·м

= = 40,83 H·м

= = 86.1 H·м

= = 121,89 H·м

Вал предполагалось изготовить из стали 45, термообработка «улучшение».

= 880 МПа.

[ ]_III = = = 80 МПа;

d_C = = 22,07 мм

d_B = = 24,79 мм

d_D = = 12,44 мм

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры подшипников, а так же учитывая необходимость обеспечения долговечность подшипников, окончательно принимаем:

d_B= d_A = d_ПОДШ = 30 мм

d_D= 25 мм

d_C = 34 мм

7

Исходные данные для подбора подшипников на II вале:

R_A = = = 1201,14 H

R_B = = = 3279,26 H

F_x4 = 292,88 H; d_П = 30 мм; n_I = 240 об/мин; = 10000 часов

Предполагается установить подшипники роликовые конические однорядные:

Подшипник 7506 ТУ37.006.162-89. С^КАТ = 27.0 кН; е = 0,34; X = 0.4; Y = 1,8.

Размеры подшипника: d_П = 30 мм; D =62 мм; В = 20.5 мм

Рисунок 2

S_A = e· = 0.34·1201,14 = 408,38 H;

S_B = e· = 0.34·3738 =1114,94 H.

Так как F_x4 + S_B > S_A – вал упрется в опору А и

F_{a A} = - S_A + S_B + F_x4 = S_B + F_x4 = 1114,94 + 292,88 = 1407,82 H;

F_{a B} = S_B =1114,94 H.

Так как = = 1,17 > e

Так как = = 0.33 e

P_A = ( ) =(1·1201,14 ·0.4+1,8·1407,82)·1.8·1·1=5426 H

P_B = ( ) = (1·3279,26 ·1+0·1114,94)·1.8·1·1=5902 H

где – коэффициент безопасности [т.7.5.3, с.85]

– коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника [т.7.5.4, с.85]

– коэффициент эквивалентной нагрузки.

где ; q - показатель степени кривой усталости.

Долговечность более нагруженного подшипника в часах:

= = 12607 часов

Так как = 12607 часов > = 10000 часов, долговечность предложенных подшипников обеспечивается.

Напряжения в сечениях вала изменяются:

А) напряжения изгиба по III циклу;

Б) напряжения кручения по II циклу, так как предполагаются частые пуски и остановки редуктора.

Сечение В