4. Предварительный расчёт валов редуктора.

Расчёт выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

- ведущего вала Т_к1=Т₂ =169,8·10³ Н*мм

- ведомого вала Т_к2=Т₂ ·u= 169,8·10³ ·3,425=581,6·10³ Н*мм

Диаметр выходного конца ведущего вала определяем при допускаемом напряжении [τ]=25

d_в1= мм

Первый вал принадлежит электродвигателю, его диаметр d_в1=18,5 мм.

Для ведомого вала назначим сталь 45 по ГОСТ 1050-88 нормализованную.

Принимаем:

- для вала d_в1=32 мм

- для подшипников d_П1=40 мм

Диаметр выходного конца ведомого вала d_в2 определяем при меньшем допускаемом напряжении [τ]=25

d_в3= мм

принимаем:

- для вала d_в2=48мм

- для подшипников d_П2=55 мм

- для колеса d_К2=60 мм

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса.

Колесо.

Его размеры: d_ае3=36,86 мм; b₂=54 мм;

- диаметр ступицы: d_ст=1,6· d_К2=1,6·60=96 мм;

- толщина ступицы: δ_ст= 0,3· d_К2 = 18 мм;

- длина ступицы: l_ст=(1,0÷1,5) · d_К2=(1,0÷1,5) ·60=60÷90 мм; принимаем l_ст=80 мм.

Толщина обода: δ₀=(3÷4) ·m_e=4,48· (3÷4)=13,5÷18 мм; принимаем δ₀=15 мм;

Толщина диска: С=(0,1÷0,17) ·Re=(0,1÷0,17) ·187=18,7÷31,79 мм; принимаем С=20 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ= 0,05·Re+1=0,05·187+1=10,35 мм, принимаем δ=12 мм;

δ₁=0,04·Re+1=0,04·187+1=8,48 мм, принимаем δ₁=10 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки.

- верхний пояс корпуса и пояс крышки:

b=1,5·δ=1,5·12=18 мм;

b₁=1,5·δ₁=1,5·10=15 мм.

- нижний пояс корпуса:

p=2,35·δ=2,35·12=28,2 мм; принимаем p=28 мм.

Диаметры болтов:

- фундаментных:

d₁=0,055·Re+12=0,055·187+12=22 мм выбираем болт с резьбой М22

- крепящих крышку к корпусу у подшипника;

d₂=(0,7÷0,75) ·d₁=15÷16 мм выбираем болт с резьбой М16

- соединяющих крышку с корпусом;

d₃=(0,5÷0,6) ·d₁=11÷13 мм выбираем болт с резьбой М12.

7. Расчёт параметров цепной передачи

Вращающий момент на ведущей звёздочке

Т₃=144,09·10³ Н*мм.

Передаточное число цепной передачи: i_ц= 2,7.

Число зубьев ведущей звёздочке Z₃=31-2· i_ц=31-2·2,7=25,6,

принимаем число зубьев ведущей звёздочки Z₃=26.

Число зубьев ведомой звёздочки Z₄=Z₃· i_ц=26·2,7=70,2, принимаем Z₄=70.

Шаг однорядной цепи в миллиметрах ориентировочно вычисляется по формуле:

Т₄ – вращающий момент на валу колеса, Н*м;

К_э – расчётный коэффициент нагрузки;

Z₃ – число зубьев ведущей звёздочки;

[P] – допускаемое давление в шарнире цепи, МПа;

m – число рядов цепи.

Расчётный коэффициент нагрузки :

К_э = К_д  К_а  К_н  К_р  К_с  К_п,

К_д – динамический коэффициент , при спокойной нагрузке К_д=1,25.

К_а – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, при а=(30÷50)t; К_а=1

К_н - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров передачи,

К_н=1 при угле наклона до 60⁰.

К_р - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи , при периодическом регулировании К_р=1,25.

К_с - коэффициент, учитывающий способ смазывания передачи , при капельной смазке К_с=1.

К_п - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи , при двухсменной работе К_п=1,25.

К_э=1,25·1·1·1,25·1,4·1,25=2,73.

Тогда шаг двурядной цепи:

19,62 мм;

принимаем по табл. 5.12 t=19,05мм 2П8-25,4-11340 (ГОСТ 13568-75).

Скорость цепи:

V=

Окружное усилие цепи:

F_tц= (кН).

Проверяем давление в шарнире:

Р= (МПа),

(МПа),

условие Р≤[Р] выдержано.

Межосевое расстояние цепи а_ц=50·t=50·19,05=952,5 (мм).

Силы действующие на цепь:

- окружная F_tц=1,83 кН;

- от центробежных сил F_v=q·V²=3,5·1,46²=7,46 (Н);

- от провисания цепи при F_f=9,81·k_f ·q·a_ц= 9,81·1,5·3,5·0,95= 48,93 Н.

Сила давления на вал:

F_в=F_tц+2·F_f=1,37·10³+2·69,9=1509,8 (Н)

Диаметр делительной окружности ведущей звездочки:

d_dз= 158,75 (мм).

Диаметр наружной окружности:

D_eз= 173,86 (мм).

Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение:

Это больше, чем требуемая величина [s]=8,9, т.е. условие s>[s] выполнено.

Размер ведущей звездочки:

Ступица звёздочки: d_{ст. з}=1,6·d_в2=1,6·42 68 мм;.

Толщина диска звёздочки: t_з=0,93·В_ВН=0,93·15,88 15 мм.