3.3Проверка условия обеспечения износостойкости цепи

3.3.1Проверка условия: n[n1]

[n₁]=900 об/мин - допускаемое значение частоты вращения ведущей звездочки /4, с. 15,таблица А4/.

[n]=319 об/мин - действительное значение частоты вращения ведущей звездочки.

319<900.

Условие выполняется.

3.3.2Проверка условия: р[р]

[р] – допускаемое значение среднего давления в шарнирах цепи.

где:

S=105,8 мм² - проекция опорной поверхности шарнира;

- окружная сила, Н;

- скорость цепи, м/с;

где:

- число зубьев на ведущей звёздочке;

[n]=319 об/мин - частоты вращения ведущей звездочки;

t=19,05 мм - шаг цепи.

- мощность на ведущей звёздочке, Н;

где:

– вращающий момент на ведущей звёздочке.

Н.

МПа.

[р]=[р]_табл.[0,01 (z₁-17)+1]= 22_.[0,01 (23-17)+1]=23,32 МПа,

где:

[р]_табл. = 22 - допускаемое среднее давление в шарнирах цепи /4, с. 15,таблица А1/.

Так как значение р значительно меньше [р], то уменьщим количество зубьев на ведущей звездочке до , тогда

,

где:

S=105,8 мм² - проекция опорной поверхности шарнира;

- окружная сила, Н;

- скорость цепи, м/с;

- мощность на ведущей звёздочке, Н;

где:

– вращающий момент на ведущей звёздочке.

Н;

МПа.

[р]=[р]_табл.[0,01 (z₁-17)+1]= 22_.[0,01 (19-17)+1]=22,44 МПа,

р≤ [р] – условие выполняется.

.

Z₂ округляем до ближайшего целого чётного числа .

3.4Определение геометрических параметров передачи

3.4.1Вычисление предварительного межосевого расстояния

а′=40t =4019,05 = 780 мм.

3.4.2Определение числа звеньев цепи

Округляем о ближайшего чётного числа L_t=130.

3.4.3Уточнение межосевого расстояния

, мм

мм.

Монтажное межосевое расстояние:

а=0,997·а″=807,85 мм.

3.4.4Определение делительного «d» диаметра ведущей и ведомой звездочек

.

- Делительный диаметр ведущей звёздочки:

мм;

- делительный диаметр ведомой звёздочки:

мм.

3.4.5Определение наружного «D_е» диаметра ведущей и ведомой звездочек

,

где:

К=0,532 – коэффициент высоты зуба /4, с. 8,таблица 2/.

- Наружный диаметр ведущей звёздочки:

мм;

- наружный диаметр ведомой звёздочки:

мм.

3.5Проверка коэффициента запаса прочности

,

где:

F_Р = 31195 - разрушающая нагрузка, Н;

K_д = 1- динамический коэффициент;

q = 1,5- масса 1 м цепи, кг;

K_f = 6 - коэффициент, учитывающий положение цепи;

a^// = 803,28 – принятое межосевое расстояние, мм;

[s] = 9,8 - допускаемый запас прочности /4, с. 16, таблица А5/.

.

3.6Определение силы действующей на вал

F_в=F_tK_В,

где:

К_В =1,15 - коэффициент нагрузки вала /4, с. 8/.

F_в=1322,71,15=1521,1 Н.

4Проектный расчет валов и компоновка редуктора

4.1 Проектный расчет валов редуктора

Проектный расчет быстроходного вала редуктора

Вал сделан заодно с шестерней.

эскиз

4.1.1

Диаметр выходного конца вала:

мм,

примем, учитывая, что диаметр вала электродвигателя равен мм и с редуктором соединяется при помощи муфты /3, с.279, таблица 11.6/

= 22 мм.

Отклонение диаметра входного вала редуктора от диаметра вала электродвигателя:

.

Длина выходного конца быстроходного вала равна:

мм,

примем =36 мм.

Диаметр вала под подшипник:

мм, примем мм.

Диаметр бурта подшипника:

мм, примем 32 мм.

Здесь r = 2 мм – координата фаски подшипника /5, с.46/.3

2. Проектный расчет тихоходного вала редуктора

эскиз

Диаметр вала на выходном конце тихоходного вала:

мм,

примем: мм.

Длина выходного конца тихоходного вала равна:

мм, примем = 42 мм.

Диаметр вала по уплотнение и под подшипник:

мм, примем 30 мм.

Здесь t = 2,2 мм – высота буртика /5, с.113, таблица 7.1/.

Диаметр вала под колесом:

примем мм.

Диаметр бурта колеса и бурта подшипника:

мм,

примем 38 мм.

Здесь мм – размер фаски колеса /5, с.46/.