3.11. Перевiрка вибраного ланцюга на мiцнiсть

У вiдповiдальних випадках можна перевiрити вибраний ланцюг на мiцнiсть за коефiцiєнтом запасу [2, c.86]: ,

де Q -руйнiвне навантаження; К₁-динамiчний коефiцiєнт (див. пункт 10);

[s] - допустимий коефiцiєнт запасу мiцностi, значення якого зростає при збiльшеннi кутової швидкостi меншої зiрочки та кроку ланцюга (табл. 6.6);

;

S = 24,45 > [ S ] = 7,8

Звичайно, ланцюги, вибранi з умови забезпечення зносостiйкостi, мають достатню мiцнiсть, тому перевiрний розрахунок на мiцнiсть можна не робити.

Табличний звiт розрахунку ланцюгової передачi

Параметр	Значення
Кiлькiсть зубцiв зiрочок : ведучої Z1	27
веденої Z2	41
Позначення ланцюга	ПР 31,750-8850
Колова швидкiсть, V	1,0268 м/с
Кiлькiсть ланок ланцюга W	114
Мiжосьова вiдстань a	1380 мм
Дiлильнi дiаметри зiрочок: ведучої d1	267 мм
веденої d2	404,96 мм
Дiаметр вершин зубцiв: ведучої da1	280 мм
веденоїda2	419,28 мм
Сила, що дiє на вали F, кН	3443,96 кН
Tиск у шарнiрах ланцюга: дiючий, р	26,99 МПа
допустимий, [p]	32 МПа
Коефiцiєнт запасу мiцностi: дiючий s	24,45
допустимий [s]	7,8

4. Ескiзне компонування

Двоступiнчастий цилiндричний редуктор із розгорнутою схемою.

4.1. Вихiднi данi:

Ступiнь		Швидкохiдна	Тихохiдна
Параметри коліс:	дiаметри:	d1=66,03 d2=253,96		d3=71,11 d4=248,88
	ширина вiнця:	b1=45 b2=40		b3=56 b4=501
Міжосьова вiдстань		A ш=160		A т=160

Ескiзне компонування виконується в масштабi М1:1 на мiлiметровому паперi.

4.2. Наносимо положення осей за мiжосьовими вiдстанями, потiм спрощено зображуємо швидкохiдний ступiнь за параметрами d₁, b₁, d₂, b₂.

4.3. Наносимо спрощено за параметрами d₃, b₃, d₄, b₄ тихохiдну ступiнь, ураховуючи, що найменша вiдстань мiж колесами сумiжних ступенiв

де δ - товщина стiнки корпусу; δ> 8;

Беручи до уваги обмеження призначаємо δ=8; е₁=8.

4.4. Наносимо контур внутрішньої стiнки корпусу за параметрами:

а) найменша вiдстань мiж внутрішньою стiнкою корпусу та бiчною поверхнею зубчастого колеса:

б) найменша вiдстань мiж внутрішньою стiнкою корпусу та торцем зубчастого колеса:

4.5. Орiєнтовний розрахунок дiаметра вала робимо на кручення за значно зниженими допустимими дотичними напруженнями :

[ τ _к]=15...30 МПа - допустиме напруження на кручення для валiв з вуглецевої сталi. Меншi значення - для швидкохiдних, бiльшi - для тихохiдних .

Низькi значення допустимого дотичного напруження пояснюються тим, що не враховується згин вала, не беруть до уваги змiннiсть у часi виникаючих напруженнь, не враховується концентрацiя напружень.

Дiаметр вала d (мм) (Т-нм; _К-Мпа)

;

;

.

4.6. Пiдшипники пiдбираються за дiаметром вала, для вхiдного та промiжного - середньої серiї (3хх), для вихідного - легкої серiї (2хх). Довжина шийок пiд пiдшипник - згiдно з шириною пiдшипника.

Вхідний вал 2 пішипника 205 ГОСТ 8338-75 з

d = 25 мм;

D = 52 мм;

B = 16 мм;

Проміжний вал 2 підшипника 306 ГОСТ 8338-75 з

d = 30 мм;

D = 72 мм;

B = 19 мм;

Вихідний вал 2 підшипника 308 ГОСТ 8338-75 з

d = 40 мм;

D = 90 мм;

B = 23 мм;

4.7. Вiдстань мiж торцем пiдшипника кочення та внутрiшньою стiнкою корпуса залежно від колової швидкості V у зачепленні.

4.8. Розмiри кришки пiдшипника кочення на болтах приймаються згiдно

з табл. 3,1.(1), стор.15.

4.9. Зубчастi колеса невеликого дiаметра виготовляють разом із валом, якщо виконується умова d_f<1,6d_b,(d_f1 < d_В+(7...9) ), інакше шестірню доцiльно виготовляти окремо.

4.10. Розмiри кiнцiв валiв (ведучого i веденого) приймають згiдно з табл.3.2.(1) стор.16

L₁ = 36 мм;

L₂ = 58 мм.