7.6. Схема сил в зацеплении

Рис. 28. Схема сил в зацеплении

7.7. Предварительный расчет валов

Вал редуктора – это ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров устанавливаемых на вал деталей.

Цель предварительного расчёта – определить диаметры выходных концов валов из условия прочности при кручении

, (77)

где W_p ≈ 0,2d ³ – полярный момент инерции, мм³; [] – условное допускаемое касательное напряжение. Рекомендуется принимать [] = 1540 МПа. Условное допускаемое касательное напряжение [], определяется по эмпирической формуле

[] ≈ (0,50,6)[], (78)

где [] – нормальное допускаемое напряжение, определяется по формуле

, (79)

где _оп – опасное напряжение. Для пластичных сталей (углеродистых и легированных при высокой температуре отпуска) за опасное напряжение можно принимать предел текучести _т или предел выносливости _-1, К = 812 − коэффициент запаса прочности, учитывающий переменные во времени напряжения. Примем _оп = _т.

7.7.1. Диаметр выходного конца первого вала принимаем равным диаметру выходного конца ранее подобранного двигателя типа 4А серии 100S2, кВт; об/мин (прил. 3).

мм.

7.7.2. Определяем диаметр выходного конца второго вала. Материал ведущего вала тот же, что и для шестерни, т. е. сталь 40Х, так как они изготовлены как одно целое. Предел прочности _в = 900 МПа, предел текучести _т = 750 МПа, диаметр заготовки до 120мм.

МПа.

МПа.

Принимаем [] = 30 МПа.

Вычисляем диаметр выходного конца вала по формуле (59)

мм.

Принимаем d₂ = 20 мм из стандартного ряда диаметров валов (стр. 47).

7.7.3. Определяем диаметр выходного конца третьего вала. Примем материал третьего вала сталь 45. Предел прочности _в = 600 МПа, предел текучести _т = 320 МПа, диаметр заготовки любой (табл. 2).

МПа.

МПа.

Принимаем [] = 20 МПа.

мм.

Принимаем d₃ = 35 мм из стандартного ряда диаметров шипов (стр.47).

7.7.4. Определим диаметр выходного конца четвертого вала. Материал так же принимаем сталь 45, тогда [] = 20 МПа.

мм.

Полученное значение диаметра согласовываем с диаметром посадочного отверстия полумуфты, так как ведомый вал редуктора соединяется при помощи муфты с приводным валом цепного конвейера.

Для данного нереверсивного привода при постоянной нагрузке принимаем цепную муфту с номинальным крутящим моментом Т = 1000 Нм (табл. 31). В пределах этого момента минимальный диаметр посадочного отверстия полумуфты d = 50 мм.

Поэтому принимаем мм.

Из-за неизбежной несоосности соединяемых валов цепная муфта нагружает вал дополнительной консольной силой , которая вычисляется по формуле

, (80)

где Т_i – крутящий момент на валу муфты, Нмм, d₁ – делительный диаметр ведущей звездочки цепной муфты, мм.

Делительный диаметр ведущей звездочки цепной муфты вычисляется по формуле

, (81)

где t – шаг цепи, мм; z – число зубьев полумуфты.

Для выбранной цепной муфты (табл. 31) t = 38,1 мм, z = 12.

мм.

Н.

Ширина полумуфты для выбранной цепной муфты В_М = L/2 = 112 мм.

Таблица. 31.

Цепные однорядные муфты (ГОСТ 20742-93)

Т, Нм	n, мин-1	Размеры, мм					Цепь по ГОСТ 13568-75	Число звеньев цепи	Смещение валов		Масса, кг
		dmin	D	L	l	h			угловое	радиаль- ное, мм
63	1620	20	110	102	36	1,3	Пр-19,05-3180	12	1	0,15	3,20
125	1380	25	125	122	42	1,8	Пр-25,4-6000	10		0,20	4,40
250	1200	32	140	162	58	1,8		12			5,05
500	1020	40	200	222	82	2,0	Пр-31,75-8850	14		0,40	14,30
1000	780	50	210	224	82	3,5	Пр-50,8-22680	12			19,50
2000	720	63	280	284	105	3,8		12		0,60	34,50
4000	720	80	310	344	130	3,8		14			49,00
8000	540	100	350	424	165	3,8		16		0,70	71,45