3 .2. Расчет цепной передачи.

Исходные данные для проектирования:

Техническое задание

P₁ = 4,98 кВт

T₁ = 155,1 Н∙м

n₁ = 306,9 мин ^–1

T₂ = 413,9 Н∙м

n₂ = 109,6 мин ^–1

U_ЦП = 2,15

α_ЦП = 0° Рисунок 3.2 – Расчётная схема цепной передачи

3.2.1 По таблице 7.10 [3] (стр.72) по передаточному числу принимаем число зубьев меньшей звездочки тогда число зубьев большей звездочки:

;

Принимаем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации таблицы8.5-8.7[2] (стр.134).

;

Ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах по табл. 7.11[3] (стр.73).

;

Ориентировочное значение шага цепи по формуле 5.22 [1] (стр.85).

;

где m=1 – коэффициент рядности цепи (для однорядной цепи)

Принимаем по табл. 7.15. стр. 147 цепь ПР по ГОСТ 13568-75, имеющую разрушающую нагрузку массу

3.2.2 Прочностной расчет передачи.

Скорость цепи по формуле 5.20 (стр.84).

;

Окружная сила (стр.76[3]);

;

Давление в шарнире по формуле 5.21 (стр.85);

;

где А_оп=70.75 мм ─ проекция опорной поверхности шарнира (4.8 )

Определяем число звеньев цепи по формуле 5.19 (стр.84);

;

Межосевое расстояние (4.5 4.1 );

;

Принимаем ;

Проверяем частоту вращения меньшей звёздочки n₁,об/мин

n₁≤[ n₁]

[ n₁]=15000 / t=15000 / 19.05=787 об/мин

n₁=306.9 об/мин

306.9 об/мин ≤ 787 об/мин

Число ударов цепи (4.14 4.1 );

( )< ;

где =27 – допускаемое число ударов (4.9 );

Условие выполнено.

Натяжение цепи от центробежных сил (4.16 );

(Н);

где =1,9 кг/м – масса 1 метра цепи (4.1 )

Натяжение от провисания цепи (4.17 )

(Н);

где - коэффициент, учитывающий наклон цепной передачи[1];

Определяем коэффициент запаса прочности (4.15 );

;

где Q – разрушающая нагрузка, Н Q=31800 (4.1 );

- допускаемый коэффициент запаса прочности (4.10 );

3.2.3 Расчет геометрических параметров звездочки (4.7 )

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

Диаметр окружности впадин :

(мм);

Определяем силу давления цепи на вал

F_оп=K_в·F_t+2· F_o

K_в=1.15

F_оп=1.15·2222+2·84=2724.7 H

4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников.

Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходного вала d_в, мм по формуле 6.16 [1] (стр.94):

,

где [τ]_к – допускаемое напряжение кручения для материала вала.

Ведущий вал

Принимаем [τ]_к1 = 15 Н/мм ². Подставим значения в формулу (6.16) и получим:

(мм);

Полученное значение d_в1 округляем до ближайшего большего значения по ГОСТ 6636 –69 из ряда R40 [1] и принимаем d_в1 = 25 мм.

По (П12 стр.342-343 [1]) для быстроходного вала принимаем шариковый однорядный радиально-упорный подшипник 36205 ГОСТ831-75

Обозначение подшипников	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	С, кН	С­­­0, кН
67207	35	72	17	2	35,3	26.3