3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет на кручение по пониженным допускаемым напряжениям

1. Быстроходный вал

Определение диаметра выходного конца при допускаемом напряжении [τ_k]=25 МПа.

(3.1)

Принимаем значение из стандартного ряда d_в1=24 мм

Высота заплечика концевого участка принимается t=2 мм. Радиус галтели при диаметре вала 24 мм r=1,6 мм

Диаметр вала под подшипник . (3.2) Принимаем

Диаметр вала под шестерню . (3.3)

Принимаем

d₅=

2. Тихоходный вал

Диаметр выходного конца вала

Принимаем по стандартному ряду

Диаметр вала под подшипник . Принимаем

Радиус галтели при диаметре вала 28 мм r=2 мм

Диаметр вала под колесо . Принимаем

Выбираем подшипники согласно найденным диаметрам валов под подшипники. Примем подшипники средней серии 306 и 309 радиальные однорядные

Условное обозначение подшипника	d	D	b
	Размеры, мм
306	30	72	19
309	45	100	25

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d₁=56 мм; d_a1=60 мм; b₁=61 мм

Параметры колеса: d₂=224 мм; d_a2=228 мм; b₂= 56 мм

Высота зуба (4.1)

Диаметр ступицы стальных колес . Для колеса . Принимаем

Длина ступицы колес . (4.2 )Для колеса

Принимаем

Толщина обода цилиндрических колес (4.3)

Принимаем

Толщина диска колеса Принимаем C=17 мм

Внутренний диаметр обода колеса (4.5)

Диаметр центровой окружности (4.6)

Диаметр отверстий (4.7)

Фаска (4.8)

5. Элементы корпуса редуктора из чугуна

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора

. Принимаем .

Зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса . (5.3)Принимаем A₁=9 мм

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса (5.4)

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

Толщина нижнего пояса корпуса без наличия бобышки (5.5)

Толщина ребер основания корпуса (5.6)

Толщина ребер крышки

Диаметр фундаментных болтов . (5.7)Принимаем болты с резьбой…M17

Диаметр болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников (5.8) Принимаем болты с резьбой М12

Диаметр болтов, соединяющих крышку с корпусом (5.9)Принимаем болты с резьбой М10

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке . Передаточное число цепной передачи определено ранее . Определяем число зубьев

• Ведущей звездочки (6.1)

• Ведомой звездочки (6.2)

Тогда фактическое передаточное число . Отклонение , что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки (6.3), где k_д=1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру), k_a=1 учитывает влияние межосевого растояния (при a≤(30÷60)t), k_н=1 – учитывает влияние угла наклона линии центров (в нашем случае угол равен 0, так как привод находится полностью в горизонтальном положении по отношению к ленточному конвейеру), k­_р=1,25 – учитывает способ регулирования натяжения цепи ( в нашем случае – при периодическом регулировании), k_см=1 – при непрерывной смазке, k_п=1 – учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе

Ведущая звездочка имеет частоту вращения . Среднее значение допускаемого давления при n₂=300 об/мин [p]=20 МПа

Шаг однорядной цепи =25(6.4)

Принимаем цепь ПР-25,4-60,0 по ГОСТ 13568-75, имеющую t=25,4 мм; разрушающую нагрузку Q=60 кН; массу q=2,6 кг/м; А_оп=179,7 мм²

Скорость цепи (6.5)

Окружная сила (6.6)

Давление в шарнире проверяем по формуле

(6.7)

Уточняем допускаемое давление (6.8). Условие p≤[p] выполнено.

Межосевое расстояние звездочек . (6.9) Полагаем a_ц=1000 мм

Определяем число звеньев цепи по формуле

(6.10) Округляя до четного числа L_t=124

где мм(6.11); (6.12); (6.13)

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по следующей формуле

(6.14)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. 998∙0,004≈4 мм

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

(6.15)

(6.16)

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

, где d₁=15,88 – диаметр ролика цепи.

Силы, действующие на цепь:

• окружная F_tц=2398 Н – определена ранее

• от центробежных сил (6.18)

• от провисания (6.19), где k_f=6 – учитывает горизонтальное расположение цепной передачи.

Расчетная нагрузка на валы (6.20)

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи

– коэффициент запаса прочности цепи больше нормативного коэффициента запаса прочности [s], следовательно, условие s>[s] выполнено.

Определяем ширину зубчатой цепи по следующей формуле

(6.21). Ближайшее значение b=39 мм подходит для предварительно выбранной цепи ПР-25,4-60,0.