3.Предварительный расчет валов редуктора и выбор муфты.
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.
3.1 Ведущий вал:
Диаметр
выходного конца при допускаемом
напряжении
Н/мм2.
,
мм
(3.1)
где: Т-крутящий момент, Нмм;
-
допускаемое напряжение, Н/мм2;
мм
Так
как вал редуктора соединен с валом
двигателя муфтой, то необходимо
согласовать диаметры ротора dдв
и вала dв1.
Муфты УВП могут соединять валы с
соотношением dв1:dдв
0,75,
но полумуфты должны при этом иметь
одинаковые наружные диаметры. У
подобранного электродвигателя dдв=32
мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками
полумуфт под dдв=32
мм и dв1=32
мм.
Примем под подшипник dп1=35 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
3.2.Промежуточный вал:
Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.
при
допускаемом напряжении
Н/мм2.
мм
Примем диаметр под подшипник dП2=40 мм.
Диаметр под зубчатым колесом dзк=45 мм.
Шестерню выполним за одно с валом.
Выходной вал:
Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении
Н/мм2.
мм
Принимаем dв3=50 мм
Диаметр под подшипник примем dП3=55 мм.
Диаметр под колесо dзк=60 мм.
3. выбор муфты.
Эксплуатационной характеристикой муфты является передаваемый
крутящий момент и диаметр вала, на который насаживается муфта.
Муфту подбираем по диаметру вала электродвигателя d = 32 мм, а также по расчетному моменту
Tр
= Кр•
Т
[T],
(3.2)
где Т – момент на тихоходном валу , Н•м; Кр – коэффициент режима работы;
[T] – номинальный крутящий момент муфты, Н•м.
Тр = 1,2 • 55.6 = 66.7 Н•м
Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с диаметрами d=32мм
и D = 100 мм. Номинальный крутящий момент муфты [T] = 63Н*м,
что больше расчетного.
Длина муфты L = 76 мм.
Диаметр муфты D = 100 мм.
Принимаем муфту 1-го исполнения на длинные концы валов. Материал
пальцев – сталь 45 по ГОСТ 1050 – 88.
4. Расчёт цепной передачи
d1
α d2
Рисунок 4.1. Схема цепной передачи
Исходные данные:
Мощность на малой (ведущей) звёздочке
Р3 = 7,917 (кВт)
Частота вращения малой звёздчки
n3=115.3
об/мин
Передаточное число uц = 1,93
Расчёт
4.1 Выбор числа зубьев малой (ведущей) звёздочки по [3,c.16,табл.П.1]. При передаточном числе i = 1,93 и частоте вращения n1 = 115,8 (об/мин) число зубьев:
(4.1)
4.2 Определяем число зубьев большой (ведомой) звёздочки
(4.2)
;
Принимаем число зубьев Z2 = 53
4.3 Уточняем передаточное отношение цепной передачи
(4.3)
;
4.4 Коэффициент динамической нагрузки
Кд=1 [3,c.16,табл.П.2], поскольку нагрузка близка к равномерной и кратковременные перегрузки Тmax/Тnom ≤ 1,1.
4.5 Коэффициент режима (продолжительности работы в течение суток)
Креж=1,2, поскольку принята односменная работа передачи [3,c.18,табл.П.11].
4.6 Коэффициент наклона передачи к горизонту
Кн=1, так как угол наклона передачи к горизонту β=0о [3,c.16,табл.П.3].
4.7 Коэффициент способа регулировки натяжения цепи
Крег = 1 [3,c.16,табл.П.14].
4.8 Коэффициент смазки и загрязнения передачи
Предварительно принята скорость цепи V=1,5 м/с. Передача открытая запылённая, качество смазки удовлетворительное.
Кс=1,1 [3,c.19,табл.П.14].
4.9 Коэффициент межосевого расстояния
Кα=1 [3,c.18,табл.П.10], так как по соображениям долговечности цепи предварительно принято межосевое расстояние ά = 40Рц [3.c,18,табл.П.7]. Число шагов в цепи в межосевом расстоянии ά/Рц = 40.
4.10 Коэффициент эксплуотации [3,c.11]
(4.4)
;
4.11 Коэффициент числа зубьев [3,c.12]
(4.5)
;
Базовое число зубьев (Z01, Z1) принимаем Z01=27 [3,c.16,табл.П.5]
4.12 Коэффициент частоты вращения [3,c.12]
Базовую частоту вращения n0 определяем как ближайшую к расчётной [3,c.16,табл.П.5]. При n1 = 115,8(об/мин),
n01 = 1200(об/мин).
(4.6)
;
4.13 Расчётная мощность [3,c.12]
(4.7)
;
По [3,c.16,табл.П.5] при базовой частоте вращения n01 = 120 об/мин ближайшая к n1 = 115,8 (об/мин) и базовом числе зубьев Z01 = 27
выбираем допускаемую расчётную мощность [Pp] = 10 кВт.
Этой мощности соответствует цепь однорядная роликовая ПР-25,4-56700
4.14 Определяю параметры роликовой однорядной цепи [3,c.17,табл.П.6]
Шаг цепи Рц = 25,4 мм
Разрушающая сила Q = 56700 Н
Диаметр ролика dр = 15,88 мм
Масса одного метра цепи q = 2,57 кг/м
Ширина цепи Ввн = 22,61 мм
4.15
Пригодность выбранной цепи проверяем
по наибольшему допустимому шагу [Рц]max
[3,c.18,табл.П.12].
При n1
= 115,8 об/мин допустимый шаг цепи [Рц]max
= 50,8 мм, должно соблюдаться 
соотношение
Рц≤[Рц]max;
25,4 < 50,8 мм. Выбранная цепь пригодна для
данных условий работы.
4.16 Скорость цепи
(4.8)
;
По
скорости уточняем коэффициент смазки
[3,c.19,табл.П.14].
Коэффициент остаётся без изменения.
4.17 Межосевое расстояние цепной передачи [3,c.13]
(4.9)
;
4.18 Длина цепи в шагах (число звеньев в цепи)
(4.10)
;
Целое число шагов L'p =120
4.19.Уточняем межосевое расстояние при длине цепи 120 шагов цепи
(4.11)
;
Передача
работает лучше при небольшом провисании
холостой ветви цепи, поэтому расчётное
межосевое расстояние уменьшаем на
(0,002…0,004)
Окончательное
межосевое растояние
(4.12)
;
Принимаю α = 491,55 мм =0,491 м.
4.20.Усилия в передаче:
Окружное усилие
(4.13)
;
Натяжение цепи от центробежных сил
(4.14)
;
Коэффициент провисания определяем по [3,c.19,табл.П.13]
Кf = 6, так как передача расположена горизонтально (β=0).
Сила предварительного натяжения от массы цепи
(4.15)
;
где g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения.
Давление цепи на вал
(4.16)
;
Здесь сила Fmax – большее из двух значений Fv и F0. В данном случае F0 > Fv, поэтому Fmax = F0= 74,27 Н.
Натяжение ведущей ветви цепи
(4.17)
;
Натяжение ведомой ветви цепи
F2 = Fmax (4.18)
F2 = 74,27( Н);
4.21.Размеры
звёздочек
Делительный диаметр ведущей звёздочки
(4.19)
;
Делительный диаметр ведомой звёздочки
(4.20)
;
Диаметр окружности вершин зубьев ведущей звёздочки
(4.21)
;
Диаметр окружности вершин зубьев ведомой звёздочки
(4.22)
;
Диаметр окружности впадин зубьев ведущей звёздочки
(4.23)
;
Диаметр окружности впадин зубьев ведомой звёздочки
(4.24)
;
Ширина зубчатого венца звёздочки для однорядной цепи
(4.25)
;