Выбор чисел зубьев звёздочек.

В нашем примере меньшая звездочка явля­ется ведущей, а большая - ведомой.

Число зубьев меньшей (ведущей) звездочки роликовой цепи:

Z₁ = 29-2U_ц ≥ 13

Z₁ =29-2·3 = 23;

Z₁ =23 > 13.

Число зубьев большей (ведомой) звездочки

(2.89)

.

Считается, что предпочтительно выбирать нечетное число зубьев звездочек (особенно малой), что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу зубьев и шарниров.

Для того, чтобы роликовая цепь в процессе изнашивания не соскакивала с большей звездочки, необходимо выполнение условия:

Z₂= 69 < Z_2max = 120.

Тогда фактическое передаточное число

(2.90)

.

Отклонение и :

(2.91)

, что допустимо.

Предварительное определение межосевого расстояния.

По соображени­ям долговечности цепи предварительно величину межосевого расстояния будем принимать в диапазоне а = (30…50)р_ц, где р_ц – шаг цепи мм.

4. Определение коэффициента эксплуатации .

По таблице 1П.26 [7, стр. 388]:

а) коэффициент динамической нагрузки = 1,3 (нагрузка переменная);

б) коэффициент межосевого расстояния = 1 [для а = (30... 50)p_ц];

в) коэффициент наклона передачи к горизонту = 1 (передача горизонтальная);

г) коэффициент способа регулировки натяжения цепи = 1,25 (натяжение цепи не регулируется);

д) коэффициент смазки и загрязнения передачи = 1 [производство без пыли, качество смазки - II (удовлетворительная: густая внутришарнирная при υ < 4 м/с,)].

е) коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течении суток = 1 (работа в одну смену).

Тогда коэффициент эксплуатации:

(2.92)

.

5. Определение коэффициентов и .

Число зубьев малой звездочки типо­вой передачи принимается только (см. таблицу 1П.27 [7, стр. 389]). Число зубьев малой звездочки проектируемой передачи Z₁ = 23.

Тогда коэффи­циент числа зубьев:

(2.93)

.

Частота вращения малой звездочки проектируемой передачи п₁ = 106 . Ближайшая частота вращения малой звездочки типовой передачи п₀₁ =50 (см. таблицу 1П.31[7, стр.391]). Тогда коэффициент частоты враще­ния:

(2.94)

.

Выбор цепи.

Расчетная мощность, передаваемая однорядной цепью для проектируемой передачи:

(2.95)

.

Ближайшей большей допускаемой расчетной мощностью по табл. 1П.27 [7, стр.389] при Z₀₁ = 25 и n₀₁ = 50 мин^-1 является = 19,05 кВт для однорядной цепи ПР-19,05-31800 с шагом р_ц = 19,05 мм.

Определим делительные диаметры звездочек:

(2.96)

;

.

Для ограничения вредного влияния ударов цепи о зубья ведущей звёздочки проверяем не превышает ли шаг максимальный допустимый (табл.1П.29) [7,стр.391]

При допускается = 50,80 мм, и, следовательно, цепь допускает ещё большую величину .

Скорость цепи:

(2.97)

.

По табл. 1П.25[7, стр. 387]при назначаем для цепи густую внутришарнирную смазку (качество смазки II).

Определение межосевого расстояния и длины цепи.

а = (30...50) р_ц (2.98)

а =40 р_ц=40·19,05=762 мм;

Длина цепи в шагах или число звеньев цепи

(2.99)

.

Округляем L_P до целого четного числа, для того, чтобы не применять специальных соединительных звеньев. Тогда L_p = 127 мм.

Для принятого значения L_P = 127 мм уточняем а:

(2.100)

.

Так как цепная передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи, расчетное межосевое расстояние а уменьшают на величину . Тогда принимаем мм и тогда окончательная величина межосевого расстояния мм.

8. Силы в цепной передаче и требования монтажа.

Окружная сила:

(2.101)

.

По таблице 1П.30[7, стр.391] коэффициент провисания цепи при горизон­тальном ее расположении k_f = 6.

По табл. 1П.28[7, стр.390] масса 1 м цепи с шагом р_ц = 19,05 мм со­ставляет 1,9 кг, т.е. погонная масса q = 1,9 кг/м.

Натяжение цепи от силы тяжести провисающей ведомой ветви

(2.102)

где а = 0,76 м; g= 9,81м/с² - ускорение свободного падения.

.

Натяжение цепи от центробежных сил

 

(2.103)

.

Разрушающая нагрузка цепи с шагом р_ч = 19,05 мм по табл. 1П.28

F_P = 31,8 кН.

Уточним расчетный коэффициент запаса прочности цепи

(2.104)

,

где =1,3 -коэффициент динамической нагрузки.

Допускаемый коэффициент запаса прочности цени по таблице 1П.31[7, стр.391] [S] = 7,8.

Цепь подходит, так как S = 8,326 > [S] = 7,8.

Нагрузка на валы цепной передачи:

(2.105)

,

где к_м= 1,15 - при горизонтальной передаче и угле наклона передачи < 40.

Сила направлена по линии, соединяющей центры звездочек.

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

Исходные данные:

а) вращающие моменты на валах редуктора: ; ;

б) электродвигатель соединяется с быстроходным (входным) валом редуктора открытой клиноременной передачей, между тихоходным (выходным) валом редуктора и приводным валом конвейера установлена открытая цепная передача.

 

Предварительный расчёт быстроходного (входного) вала.

Быстроходный вал выполнен за одно целое с конической шестерней с круговыми зубьями, имеющей следующие геометрические размеры: ; ; ; ; ;

В соответствии с рекомендациями, изложенными в п. 5.1 [1, c.151], конструирование быстроходного вала редуктора начинаем с определения диаметра его концевого участка. При вращающем моменте на валу и МПа определяем диаметр цилиндрического конца вала, являющегося его первой ступенью:

(3.1)

.

По ГОСТ 12080 – 66 на цилиндрические концы валов (табл. 2П. 1 приложения 2П [1, c.399]) принимаем диаметр конца вала d = 32 мм и длину конца вала l = 58 мм (исполнение 2 - короткие). Таким образом, размеры первой ступени быстроходного вала: ; .

Конструируем вторую ступень вала. Шкив, устанавливаемый на цилиндрическом конце вала, доводят до упора в буртик диаметром . По табл. 2П.3 приложения 2П [1, c.401] размер фаски в отверстии ступицы шкива . Тогда высота буртика вала, необходимая для упора шкива:

(3.2)

.

При этом размер упорного пояска , что допустимо (k ≥ 1…2 мм). Тогда диаметр буртика для упора шкива:

(3.3)

.

По ряду Ra40 (табл. 1П.13 приложения 1П [1, c.375]) принимаем диаметр второй ступени . Длина , второй ступени определяется в зависимости от диаметра подшипника.

Определим диаметр следующей третьей ступени, на которой выполняется резьба для круглой шлицевой гайки. По табл. 2П.8 приложения 2П [1, c.405] в зависимости от принимаем резьбу М45×1,5. Диаметр третьей ступени: . Длина третьей ступени зависит от диаметра подшипника.

Диаметр четвертой ступени вала, на которой устанавливаются подшипники, принимаем из условия свободного их прохождения через ступень диаметром : , где – внутренний диаметр подшипника. По табл. 2П.15 приложения 2П [1, c.414] принимаем роликовый конический однорядный подшипник легкой серии 7209А (ГОСТ 27365 - 87) с . Таким образом . Длину четвертой ступени определим после назначения размеров пятой ступени.

Пятая ступень служит в качестве буртика (заплечика) для упора подшипника. По табл. 2П. 18 приложения 2П [1, c.419] для выбранного роликового конического подшипника легкой серии 7209А диаметр буртика (заплечика) .

Принимаем . При этом . Ширина буртика (пятой ступени) ;

 

принимаем .

Возвратимся теперь к определению длины четвертой ступени вала. Этот размер определяется жесткостью вала, которая в свою очередь обеспечивается определенным соотношением размеров , , d и . Однако предварительно определим ряд размеров, которые будут необходимы для проверки этих соотношений. Имеем:

(3.4)

;

(3.5)

.

Для выбранного подшипника легкой серии 7209А (ГОСТ 27365 - 87) по табл. 2П.15 приложения 2П [1, c.414]: d = 45 мм; D = 85 мм; Т = 21 мм; с = 16 мм; е = 0,4. Тогда смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

(3.6)

.

Длина консоли вала со стороны шестерни:

(3.6)

.

Размер :

(3.7)

.

Тогда соотношения размеров: , что меньше диаметра подшипника d = 45 мм; ; . В качестве расчетного расстояния , между точками А и В приложения радиальных реакций принимаем большее из полученных значений и , a именно . Тогда расстояние между торцами наружных колец подшипников .

Расстояние между подшипниками позволяет окончательно определить длину четвертой ступени вала:

(3.8)

,

где – ширина канавки для выхода резьбонарезного инструмента.

Диаметр подшипника позволяет определить длины второй и третьей ступени вала:

(3.9)

;

(3.10)

.

Шестой ступенью быстроходного вала является коническая шестерня, размеры которой были определены ранее.

Силы на шестерне конической передачи: , , .

Консольная нагрузка на вал от клиноременной передачи .