Выбираем приводную роликовую однорядную цепь, ГОСТ 13568-97.

Вращающий момент на ведущей звездочке (табл. 2.1)

.

Передаточное число цепной передачи (табл. 2.1)

.

Число зубьев: ведущей звездочки

;

ведомой звездочки

.

Тогда фактическое передаточное число цепной передачи

.

При спокойной работе, непрерывной смазке, периодическом регулировании натяжения цепи и односменной работе расчетный коэффициент нагрузки .

Для определения шага цепи надо знать допускаемое напряжение [p] в шарнирах цепи. В табл. П 5.2 [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага цепи t. Поэтому величиной [p] надо задаться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения мин^-1 (см. табл. 2.1). Примем среднее значение допускаемого давления при мин^-1 [p]= 14 МПа (см. табл. 5.2).

Шаг однорядной цепи

мм.

Подбираем по табл. П 5.1 цепь ПР-15,875-22,7 по ГОСТ13568-97, имеющую шаг t=15,875 мм, разрушающую нагрузку Q=22,7 кН; массу q=1,0 кг/м; проекцию опорной поверхности шарнира .

Скорость цепи

м/с.

Окружная сила .

Давление в шарнире проверяем по формуле

МПа, что меньше допускаемого [p] =16 МПа.

Определяем число звеньев цепи по формуле (примем оптимальное отношение межосевого расстояния к шагу ):

,

где суммарное число зубьев

;

поправка .

Тогда . Округляем до четного числа .

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле

 

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

; .

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

,

где =10,16 мм – диаметр ролика цепи (см. табл. 5.1);

.

Силы, действующие на цепь:

окружная - определена выше;

от центробежных сил , где q=1,0 кг/м по табл. П 5.1;

от провисания , где =1.5 –коэффициент, учитывающий расположение цепи при угле наклона передачи 45°.

Расчетная нагрузка на валы

.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи

> [s] = 10,8 где [s] – нормативный коэффициент запаса прочности, определяемый по табл. П 5.3. Обычно цепи, выбранные из условия износостойкости шарниров, обладают достаточной прочностью.

Условие прочности выполнено.

Предварительный расчет валов.

Вращающиеся валы редуктора испытывают переменное напряжение от изгиба и кручения, т.е. их расчет следует вести на выносливость по напряже­ниям изгиба и кручения.

Предварительный расчет заключается в определении диаметров выходных концов валов из условия прочности на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

 

где - расчетные напряжения, МПа,

Т_кр - крутящий момент в сечениях вала, Н • мм,

W p = 0,2 d³ - момент сопротивления кручению, мм³;

- пониженное допускаемое касательное напряжение.

Принимаем для валов сталь 45 . Остальные диаметры валов принимаются конструктивно.

6.1. Диаметры выходных концов валов

.

 

Быстроходный (ведущий) вал: Т_кр1=Т₁=Т_эд •u₂ = 32,79•2,437 = 79,91 Н•м

 

Принимаем стандартный диаметр d_в1=25 мм (табл. П 6.1).

Тихоходный (ведомый) вал: Т_кр2=Т₂ = 296,3 Н•м

.

Принимаем стандартный диаметр d_в2=40 мм _.

6.2. Размер сечения шпонок: на конце быстроходного вала устанавливается большой шкив клиноременной передачи, на конце тихоходного вала - полумуф­та. Для передачи вращающих моментов со шкива на вал и с вала на полумуфту

служат призматические шпонки, размер сечений которых выбирается по диаметру вала (табл. П 6.2):

для d_в1 = 25 мм: bхh = 8х7мм; t₂ = 3,3мм; t₁ = 4,0мм;

для d_в2 = 40 мм: bхh = 12х8 мм; t₂ = 3,3мм; t₁ = 5,0мм;

6.3. На рис. 6.1 показана конструкция вала. Диаметры валов под крышками подшипников; в этих местах валы уплотняются манжетами (сальниками) для предотвращения выливания масла:

d_м1≥ d_в1+2t₂ = 25+2•3,3 = 31,6 мм;

d_м2≥ d_в2+2t₂ = 40 + 2•3,3 = 46,6 мм.

Принимаем (табл, П 6.1) d_м1 = 32 мм; d_м2 = 48 мм.

6.4. Диаметры валов под подшипником: каждый вал устанавливается в корпусе на двух радиальных шариковых подшипниках. Диаметры валов прини­маем кратными пяти, увеличивая предыдущие диаметры d_м2 и d_м2:

d_п1 =35 мм; d_п2 = 50 мм.

Для вала шестерни предварительно принимаем подшипники легкой серии №207. вала колеса - особо легкой серии №110 (табл. П 8.1).

6. 5. Диаметры валов под шестерню и колесо: увеличиваем на 4÷6 мм предыдущие диаметры и округляем их до рекомендуемых (табл. П 6.1):

d_ш=40 мм: d_к = 55 мм.

Сечения шпонок для этих диаметров (табл. П 6.2)

для d_ш = 40 мм: bхh = 12х8 мм; t₂ = 3,3мм; t₁ = 5,0мм;

для d_k = 55 мм: bхh = 16х10 мм; t₂ = 4,3мм; t₁ = 6,0мм;

Шестерня может изготовлена как целое с валом (вал-шестерня), или посад­кой на шпонке, что зависит от величины перемычки металла между окружностью впадин зубьев d_{f 1} и шпоночным лазом.

Если , то принимается конструкция вал-шестерня.

, т. е. шестерня и вал изготовляются как единое целое.

6.6. Для фиксации колеса на валу в осевом направлении служит буртик,

диаметр которого d_б≥ d_k + (4÷6) мм = 50 ÷ 61 мм; принимаем d_б = 60 мм.

6.7. Межопорные расстояния: расстояние между серединами подшипников для валов шестерни и колеса рассчитываются по формуле = b₁+2A+2A₁+B₁,

где b₁ = 70 мм - ширина шестерни (табл. 3.1);

А = 10 мм - расстояние между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса редуктора;

A₁= 10 мм - расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и торцом подшипника;

B₁ = 17 мм - ширина подшипника №207 (табл. П 8.1);

Тогда = 70 + 2•10 + 2•10 + 17 = 127 мм.

Расстояние от середины подшипника до середины шкива клиноременной передачи:

= 0,5(В ₁+ b_шк) + 30÷40 мм

где В₁ = 17 мм - ширина подшипника,

b_шк = 65 мм - ширина шкива (табл. 4.1).

Тогда = 0,5(17 + 65) + 30÷40 = 71÷81 мм.

Для варианта с цепной передачей вместо b_шк надо принять длину ступицы звездочки =1,6d _{в 1}=1,6•25=40мм.

Принимаем = 130 мм = 0,13 м; ₁ = 75 мм =0,075 м.

 

 

Рис.6.1. Конструкция тихоходного вала

6.8. Расчетные схемы нагружения валов

Схемы нагружения валов и оси координат показаны на рис. 6.2 (плоскость Оху в плоскости осей редуктора, ось Оz перпендикулярна к рисунку). На рисунке шестерня и колесо условно выведены из зацепления, показаны силы в зацеп­лении: окружная F _t, радиальная F_r, осевая F_a (эти силы на шестерне и колесе одинаковы, но противоположно направлены). На левом конце ведущего вала редуктора показана сила от ременной передачи F_B. Силы в зацеплении зубчатых колес (табл. 3.1): F_t = 2315 Н, F_r = 856 Н, F_а = 413 Н.

Сила F_B = 1121 Н (табл. 4.1) направлена под углом к плоскости осей редуктора (Оху), ее составляющие по осям y и z:

F_вy = F_вz = Fcos45°= 1121•0,7071 = 793 Н.

На рис. 6.2 б) показаны схемы нагружения ведущего вала в плоскостях Оху и Oxz.

 

 

 

 

 

 

 

Рис.6.2. Схемы нагружения валов

От осевой силы F_a на вал действует момент

,

где d₁ = 64 мм, (табл, 3.1) - диаметр делительной окружности шестерни.

На рис. 6.2 в) показаны схемы нагружения ведомого вала в двух плоскостях.

От осевой силы F_a на вал действует момент пары сил:

,

где d₂ =256 мм, (табл. 3.1) - диаметр делительный колеса.

6.9. Реакции в опорах (подшипниках) валов определяем из уравнений равновесия статики.

6.9.1. Ведущий вал, плоскость Оху.

Уравнения моментов:

 

 

Откуда

 

 

Проверка:

 

Реакции найдены правильно.

Ведущий вал, плоскость Охz. Уравнения моментов:

 

,

откуда

 

 

.

 

Проверка:

 

 

Реакции найдены правильно.

Суммарные реакции в опорах:

 

 

6.9.2. Ведомый вал. Плоскость Охy.

 

 

 

Откуда:

 

 

Проверка:

 

Реакции найдены правильно.

Ведомый вал, плоскость Охz. В силу симметрии нагрузки

 

Суммарные реакции в опoрах С и D

 

6.10. Большие суммарные реакции R_A = 2904H и R_D = 1427H используются при подборе подшипников.

.