3.4 Умова міцності ланцюга виконується n≥[n] 

    4 Розрахунок пластин  ланцюга на втому.

    4.1 Розраховуємо еквівалентне колове  навантаження ланцюга 
F_tEвт=К_Евт·F_t=0,7·1143=800,1 Н

    4.2 Розрахунковий тиск у шарнірах ланцюга за умови втомної міцності пластин 
МПа

    4.3 Допустимий тиск у шарнірах  ланцюга, що гарантує втомну  міцність його ланок 
МПа.

    4.3.1 Коефіцієнт впливу числа зубців  ведучої зірочки 

    4.3.2 Коефіцієнт тривалості роботи 

    4.3.3 Коефіцієнт кутової швидкості 

    4.3.4 Коефіцієнт впливу кроку ланцюга 

    4.5 Втомна міцність пластин ланцюга достатня.

    р_вт<[р]_вт

    5 Сила, що навантажує вал передачі. 
Q=1,2·F_S=(1,15…1,2)·2613,38=3006…3136 =3100Н.

 

3.2 Розрахунок  зубчастої конічної передачі

 

    Вихідні дані: 
Номінальна потужність, яку передає шестерня N₁=13,68 кВт; 
передаточне число u =3,06; 
термін служби передачі t = 8 років. 
Фактичний (сумарний) термін служби передачі 
t_S = 24К_сут365К_годL_год = 24×0,3×365×0,7×8=14717 год. 
Короткочасно діюче максимальне навантаження при пуску в 2,2 раза більше номінального; передача нереверсивна; 
Габарити редуктора необмежені. 

    1 Вибір матеріалу та допустимих напружень для шестерні та колеса

    1.1 По табл. 3.12 (I, с. 65) назначаємо матеріал для шестерні та колеса – сталь 45 ГОСТ 1050-94 (поковка); термообробка – поліпшення.  
Механічні характеристики сталі 45:

    твердість 192…240 НВ;

    тимчасовий  опір розриву s_В=750 МПа;

    границя текучості s_Т=450 МПа.

    Твердість колеса — 200 НВ₂=192…240→НВ₂=200НВ

    Твердість шестерні – НВ₁=НВ₂+(30...50) → НВ₁=230НВ

    1.2 Визначаємо допустиме напруження  вигину для шестерні:

    

    Попередньо знаходимо границю витривалості зубів при вигині, відповідно еквівалентному числу циклів зміни напружень 
 
де МПа (I, табл. 3.19, с.78). 
Коефіцієнт K_FC =1,0 (I, табл.  3.20, с. 79). 
Коефіцієнт довговічності 
 
Де показник степені кривої витривалості при вигині m_F = 6 (I, с.77). Базове число циклів змін напружень N_FO1 = 4·10⁶. 
Еквівалентне число циклів навантаження: 
 
N_i=60·t_i·n_i, 
де t_i – тривалість дії момента T_i, год; 
    n_i – частота обертання при дії момента, об/хв. 
t_i=t_S·n_i 
t₁=14717·0,2=2943,4год; 
t₂=14717·0,2=2943,4 год; 
t₃=14717·0,6=8830,2 год; 
N₁=60·2943,4·366=65·10⁶; 
N₂=60·2943,4·366=65·10⁶; 
N₃=60·8830,2·366=194·10⁶; 
T_i=g_i·T₁; 
Т₁=355 Н·м; 
Т₂=0,7·355=248,5 Н·м; 
Т₃=0,2·355=71 Н·м. 
 
При умові, N_FE>N_FO приймаємо K_FL=1 (I,с.77); 
тоді: 
 
Коефіцієнт безпеки S_F визначається за формулою: 
; 
де (I, табл. 3.21, с.78); (I, табл. 3.21, с.79). 
Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу к концентрації напружень

Y_S = 1,0 (I, с.77); Y_R = 1,0 (I, с.79). 
Допустиме напруження вигину для зубів шестерні 

    1.3 Допустимі напруження вигину  для зубів колеса: 
 
Попередньо знаходимо границю витривалості зубів при вигині, відповідно еквівалентному числу циклів зміни напружень 
, 
де мПа (I, табл. 3.19, с.78). 
Коефіцієнт K_FC = 1,0 (I, табл.  3.20, с. 79). 
Коефіцієнт довговічності 

    Де  показник степені кривої витривалості при вигині m_F = 6 (I, с.77). Базове число циклів змін напружень N_FO2 = 4·10⁶. 
Еквівалентне число циклів навантаження: 
 
N_i=60·t_i·n_i, 
де t_i – тривалість дії момента T_i, год; 
     n_i – частота обертання при дії момента, об/хв. 
N₁=60·2943,4·120=21·10⁶; 
N₂=60·2943,4·120=21·10⁶; 
N₃=60·8830,2·120=64·10⁶; 
T_i=g_i·T₂; 
Т₁=355 Н·м; 
Т₂=0,7·1040=248,5 Н·м; 
Т₃=0,2·355=71 Н·м. 
 
При умові, N_FE>N_FO приймаємо K_FL=1 (I,с.77); 
тоді: 
 
Коефіцієнт безпеки S_F визначається по формулі: 
 
де ; (I, с.78) (I, табл. 3.21, с.78); 
Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу к концентрації напружень Y_S=1,0 (I, с.77); Y_R=1,0 (I, с.79). 
Допустиме напруження вигину для зубів колеса 
.

    1.4 Допустимі напруження вигину  при розрахунку на дію максимального  навантаженням для шестерні: 
. 
Попередньо знаходимо граничне напруження, яке не викликає остаточних деформацій або хрупкого зламу зуба (I, с.78, табл. 3.19) МПа; 
коефіцієнт безпечності (I, с.80) 
. 
Отже 

    1.5 Допустимі напруження вигину при розрахунку на дію максимального навантаженням для колеса: 
. 
Попередньо знаходимо граничне напруження, яке не викликає остаточних деформацій або хрупкого зламу зуба (I, с.78, табл. 3.19) МПа; 
коефіцієнт безпечності (I, с.80) 
. 
Отже 

    1.6 Допустиме контактне напруження при розрахунку на дію максимального навантаження для зуба шестерні: 
 
Попередньо знаходимо границю контактної витривалості поверхонь зубів, що відповідають еквівалентному числу циклів зміни напружень (І, с. 74):

      
де границя контактної витривалості, що відповідає базовому числу циклів зміни напружень, 
 
Коефіцієнт довговічності 
 
де базове число циклів зміни напружень (І, рис. 3.16, с. 74) N_H01 = 1,5 × 10⁷. 
Еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напружень 
N_HE1 = N_FE1 = 0,73·10⁸. 
При змінному навантаженні, якщо N_HE1 >  N_H01 — K_HL1 = 1,0 (І, с. 75).

    Границя контактної витривалості Коефіцієнт безпечності для зубів з однорядною структурою матеріалу S_H1 = 1,1 (I, с. 75). Коефіцієнт, що враховує шорсткість сполучених поверхонь (I, табл. 3.18, с. 75), Z_R = 0,95. Коефіцієнт, що враховує окружну швидкість (I, с. 75) Z_V = 1,0. Допустиме контактне напруження для шестерні 
.

    1.7 Допустиме контактне для колеса: 
 
Попередньо знаходимо границю контактної витривалості поверхонь зубів, що відповідають еквівалентному числу циклів зміни напружень: 
 
де границя контактної витривалості, що відповідає базовому числу циклів зміни напружень, 

    Коефіцієнт  довговічності

      
Де базове число циклів зміни напружень N_H02 = 1 × 10⁷ (І, рис. 3.16, с. 74). 
Еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напружень 
N_HE2 = N_FE2 = 0,49·10⁸. 
При змінному навантаженні, якщо N_HE2 >  N_H02     K_HL2 = 1,0 (І, с. 75).

    Границя контактної витривалості Коефіцієнт безпечності для зубів з однорідною структурою матеріалу S_H1 = 1,1 (I, с. 75). Коефіцієнт, що враховує шорсткість сполучених поверхонь (I, табл. 3.18, с. 75), Z_R = 0,95. Коефіцієнт, що враховує окружну швидкість (I, с. 75) Z_V = 1,0. Допустиме контактне напруження для шестерні 

    1.8 Допустиме контактне напруження  передачі (І, с. 75) 
[s_Н] = [s_Н2]=405,9 МПа.

    1.9 Допустиме контактне напруження  при розрахунку на дію максимального  навантаження для шестерні та  колеса 
[s_НМ1] = [s_НМ2] = 2,8·s_T =2,8×450=1260 МПа. 

    2 Розрахунок передачі на контактну витривалість

    Згідно  рекомендаціям (І, с. 61) приймаємо зуби, що пропорційно знижуються (форма  І ГОСТ 19326–73). Обчислюємо початковий діаметр шестерні по великому торцю (1, табл. 3.14, с. 70): 
 
Номінальний крутний момент на шестерні

 Н·мм. 
Орієнтовна швидкість зубчатих колес: 
. 
По даній швидкості ступінь точності передачі — 9-а (табл. 3.33, с. 90). 
Коефіцієнт, що враховує розподілення навантаження між зубами для прямозубих передач K_Ha=1,0 (с. 82). Коефіцієнт ширини вінця y_К=0,2. Конічну шестерню встановлюємо консольно (схема І с. 81). 
 
Коефіцієнт, що враховує розподілення навантаження по ширині вінця: 
К_Hb=1,1 (рис. 3.20а, с. 81). Коефіцієнт динамічного навантаження для ступеня точності зубчастих колес на одиницю грубішого установленої К_Hv=1,08 (табл. 3.16, с. 72). Коефіцієнт, що враховує форму спряжених поверхонь Z_H=1,76 (c. 73). Коефіцієнт, що враховує  механічні властивості матеріалів колес Z_М=275МПа^1/2 (с. 73).

    По  табл. 3.11 (с. 63) вибираємо число зубів  шестерні z₁=18 і коефіцієнт торцевого перекриття e_a=1,58. Коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактної лінії 
 
Початковий діаметр шестерні по великому торцю 
 
Зовнішній окружний модуль 
m_te=d_w1/z₁=164,96/18=9,16 мм. 
Отриманий модуль округляємо по стандарту m_te=10 мм (табл. 9, с. 254). 
Перераховуємо початковий діаметр шестерні: 
d_w1=m_te·z₁=10·18=180 мм. 
Число зубів колеса z₂=z₁·u=18·3,06=56.

Число зубів  плоского колеса (табл. 3.9, с. 62) 
. 
Зовнішня конусна відстань (табл. 3.9) 
R_e=0,5m_te·z_c=0,5·10·57,87=289,35 мм. 
Робоча ширина зубчастого вінця (табл. 3.1, с.55)

 b_w=y_k·R_e=0,2·289,35=57,87 мм. 
Округляємо b_w=58 мм. 
Перевіряємо умову b_w£10m_te, тобто b_w=58<10m_te =10·10=100 мм. 

    3 Перевірочний розрахунок  на контактну витривалість

    Обчислюємо  середній нормальний модуль зачеплення 
мм. 
Середній початковий діаметр шестерні 
мм.

    Визначаємо  розрахункову окружну швидкість  на середньому початковому діаметрі шестерні: 
. 
По даній швидкості по (1, табл. 3.33, с. 90) ступінь точності передачі — 8-а. 
Коефіцієнт, що враховує окружну швидкість передачі Z_v’=1,01 (рис. 3.17, с. 76). Уточнюємо коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 3.16, с. 72) K_Hv’=1,16. Початковий діаметр шестерні по більшому торцю 
 
Зовнішній окружний модуль 
мм. 
Отриманий модуль округляємо по стандарту m_te=10 мм (табл. 9, с. 254). 
Перераховуємо початковий діаметр шестерні: 
d_w1=m_te·z₁=10·18=180 мм.