Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ] = 25Мпа

d_в1 =

Принимаем d_дв = 32мм и d_d1 = 25мм

Под подшипниками примем d_п1 = 30мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [τ_k] = 20 Мпа

Диаметр выходного конца вала:

d_в2 =

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда d_в2 = 48мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 60мм, под зубчатым колесом d_к2 = 60мм

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

 

 

Конструктивные размеры шестерни и колеса редуктора.

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d₁ = 66,66мм; d_α1 = 71,66мм ≈ 72мм; b₁ = 85мм

Колесо кованое: d₂ = 333, 34мм; d_α2 = 338,34мм; b₂ = 80мм

Диаметр ступицы d_ст = 1,6d_K2 = 1,6 · 58 = 92,8мм;

Длина ступицы ɭ_ст = (1,2 – 1,5) · d_K2 = (1,2 – 1,5) · 58 = 69,9 – 87мм; принимаем ɭ_ст = 70мм

Толщина обода δ₀ = (2,5 – 4) · 2 = 5 – 8мм, принимаем δ = 8мм

Толщина диска С = 0,3 · b₂ = 0,3 · 80 = 24мм

 

Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,25α + 1 = 0,025 · 200 + 1 = 5мм, принимаем δ₁ = 8мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

- верхнего и пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12мм; b₁ = 1,5δ₁ = 1,5 · 8 = 12мм

- нижнего пояса корпуса

p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 19мм; принимаем p = 20мм

Диаметр болтов:

- фундаментальных d₁ = (0,03 – 0,036) · 200 + 112 = 18 – 19,2мм; принимаем болты с резьбой М20;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = (0,7 – 0,75) · 20 = 14 – 15мм; принимаем болты с резьбой М16;

- соединяющих крышку с корпусом d₃ = (0,5 – 0,6)d₁ = (0,5 – 0,6)d₁ = = (0,5 – 0,6) · 20 = 10 – 12мм; принимаем болты с резьбой М12.

 

Расчет цепной передачи.

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь по ГОСТ 13568 – 75.

Вращающий момент на ведущей звездочке

Т₃ = Т₂ = 370 · 10³ Н·мм.

Передаточное число было принято ранее u_ц = 3,14

Число зубьев:

- ведущей звездочки z₃ = 31-2u_ц = 31-2 · 3,14 ≈ 25;

- ведомой звездочки z₄ = z₃ · u_ц = 25 · 3,14 = 78,3;

Принимаем z₃ = 25 и z₄ = 78; тогда фактическое u_ц =

Отклонение

= 0,636%, что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки:

K_э = k_д k_а k_н k_р k_см k_п = 1·1·1·1,25·1·1 = 1,25,

где k_д = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке; k₁ = 1 учитывает влияния межосевого расстояния; k_н = 1 учитывает влияние угла наклона линии центров; k_р учитывает способ регулирования натяжения цепи; k_р = 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; k_см = 1принепрерывной смазке; k_п = учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе k_п = 1.

Ведущая звездочка имеет частоту вращения:

n₂ =

Среднее значение допускаемого давления при n ≈ 200мин^-1, [p] = 23Мпа.

 

Шаг однорядной цепи (m = 1)

t ≥

Подбираем по табл. 7.15, [1], цепь ПР-31,75-88,50 по ГОСТ 13568-75, имеющую нагрузку Q ≈ 88,5 кН; массу q = 3,8 г/м; А_оп = 262мм².

Скорость цепи:

υ =

Окружная сила:

F_tц =

Давление в шарнире проверяем по формуле 7.39, [1]

p =

Уточняем по табл. 7.18, [1], допускаемое давление

[p] = 22 · [ 1+0,01(z₃ -17)] = 22 [1+0,01(25-17)] = 23,76МПа.

Условие p < [p] выполнено. В этой формуле 22 Мпа – табличное значение допускаемого давления при n = 200 мин^-1 и t = 31,75мм.

Определим число звеньев цепи по формуле 7.36, [1]

L_t = 2_аt + 0,5z_∑ +

 

Округлим до четного числа L_t = 143

Уточним межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37,[1]

α_ц = 0,25t[L_t - 0,5z_∑ +

 

 

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1792 · 0, 004 ≈ 7мм

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле 7.34,[1]

d_д3 =

d₄ =

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек по формуле 7.35,[1],

D_е4 = t(ctg …. +7) – 0,3d₁ = t(ctg …..+ 0,7) – 5,9, где d₁= 19,05мм – диаметральный диаметр ролика цепи по табл. 7.15,[1];

D_е3 = 31,75(ctg + 0,7) – 5,9 = 261,1мм

D_е4 = 31,5(ctg + 0,7) – 5,9 = 806,2мм

Силы, действующие на цепь:

окружная сила F_{t ц} = 2934H – определена выше;

от центробежных сил F_υ = qυ² = 3,8 · 2,56² ≈ 25Н

от провисания F_f = 9,81k_f qα_ц = 9,81 · 1,5 · 3,8 · 1,792 = 100,2H

Расчетная нагрузка на валы:

F_в = F_{t ц} + 2F_f = 2934 + 2 · 100,2 = 3.134,4Н

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле 7.40,[1]

s =

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] ≈ 9,4 по табл.7.19,[1]; следовательно условие s > [s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Ступица звездочки

d_ст = 1,6 · 58 = 92,8мм; ɭ_ст = (1,2 – 1,5) · 58 = 69,9 – 87мм;

принимаем ɭ_ст = 70мм

толщина диска звездочки 0,93В_ВН = 0,93 · 19,05 ≈ 18мм