III. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжения [_к] = 25 МПа по формуле. (8.16) гл. VIII

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электро­двигателя (см. рис. 12.1), то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_в1. Иногда принимают d_в1 = d_дв. Некоторые муфты, например УВП (см. гл. XI), могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя (см. табл. П2) диаметр вала может быть 42 или 48 мм. Примем d_дв = 42 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424 — 75 с расточками полумуфт под d_дв = 42 мм и d_в1 = 32 мм (рис. 12.3). Примем под подшипни­ками d_п1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом (см. рис. 10.6). Иногда вал электродвигателя не соединяется не­посредственно с ведущим валом редуктора, а между ними имеется ременная или цепная передача (рис. 12.4).

Ведомый вал (рис. 12.5). Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [_к] = 20 МПа.

Диаметр выходного конца вала

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда [см. гл. VIII, пояснения к формуле (8.16)]: d_в2 = 55 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_в2 = 60 мм, под зубчатым колесом d_в2 = 65 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя нз конструктивных соображений при компоновке редуктора.

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом (см. рис. 10.6. а); ее размеры определены выше: d₁ = 66,66 мм; d_в1 = 71,66 мм; b₁ = 85 мм.

Колесо кованое (см. гл. X, рис. 10.2,а и табл. 10.1): d₂ = 333,34 мм: d_а2 = 338,34 мм; b₂ = 80 мм

Диаметр ступицы d_ст = l,6 d_к2 = 1,6 ^. 65 = 100 мм; длина сту­пицы l_ст = = (1,21,5) d_к2 = (1,2  1,5) ^. 65 = 78  98 мм, принимаем l_ст = 80 мм.

Толщина oбода _о = (2,54) т_п = (2,54) ^. 2,5 = 6,25  10 мм, принимаем _о = 10 мм.

Толщина диска С = 0,3 b₂ = 0,3 ^. 80 = 24 мм.

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: = 0,025а + 1 = 0,025  200 + 1 =6 мм, принимаем  = 8 мм: ₁ = 0,02а + 1 = 0,02  200 + 1=5 мм, принимаем ₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса к крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 = 1,5  8 = 12 мм; b₁ = 1,5₁ = 1,5  8 = 12 мм

нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 2,35  8 = 19 мм; принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов: фундаментных d₁ = (0,030,036)а + 12 = (0,030,36) 200 + 12 = 18  19,2 мм; принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников d₂ = (0,7  0,75) d₁ = (0,7  0,75) 20 = 1415 мм; принимаем болты с резьбой М16;

соединяющий крышку с корпусом d₃ = (0,50,6) d₁ = (0,5  0,6) 20 = 1012 мм; принимаем болты с резьбой M12.

VI. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (см. гл. VII. табл. 7.15).

Вращающий момент на ведущей звездочке

Т₃ = Т₂ = 625  10³ Н^.мм

Передаточное число было принято ранее : и_ц = 3,14

Число зубьев: ведущей звездочки: z₃ = 31 - 2 и_ц = 31 – 2 ^. 3,14  25;

ведомой звездочки: z₄ = z₃ и_ц = 25 ^. 3,14 – 78,3.

Принимаем : z₃ = 25 и z₄ = 78.

Тогда фактическое :

Отклонение:

Расчетный коэффициент нагрузки:.

К_э = k_дk_аk_нk_рk_смk_п = 1  1  1  1  1,25  1  1 = 1,25,

где k_д = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру); k_а = 1 учитывает влияние межосевого расстояния k_а = 1 при а_ц  (3060)t; k_н = 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров (k_н = 1, если этот угол не превышает 60^о; в данном примере  = 45^о, см. рис. 12.1); k_р учитывает способ регулирования натяжения цепи; k_р = 1,25 при периодическом регилировании натяжения цепи; k_см = 1 при непрерывной смазке; k_п учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе k_п = 1.

Для определения шага цепи по формуле (7.38) гл. VII надо знать допускаемое давление р в шарнирах цепи. В табл. 7.18 допускаемое давление р задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле (7.38) величиной р следует задаваться ориентировоч-

но. Ведущая звездочка имеет частоту вращения

Среднее значение допускаемого давления при п  200 об/мин р = 23 МПа.

Шаг однорядной цепи (т = 1)

Подбираем по табл. 7.15. цепь ПР-31, 75-88, 50 по ГОСТ 13568-75, имеющую t = 31,75 мм; разрушающую нагрузку Q  88,5 кН; массу q = 3,8 кг/м; А_оп = 262 мм².

Скорость цепи

Окружная сила

Давление в шарнире проверяем по формуле:

Уточняем по табл. 7.18 допускаемое давление [р] = 22 [1 + 0,01 (z₃ - 17)] = = 22 [1 + 0,0,1 (25 - 17)] = 23,76 МПа. Условие р < [р] выполнено. В этой формуле 22 МПа — табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 при п = 200 об/мин и t = 31,75 мм.

Определяем число звеньев цепи по формуле:

где ; z_ = z₃ + z₄ = 25 +78 = 103.

Тогда

Округляем до четного числа L_t = 152.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по фор­муле (7.37)

Для свободного провисания цепи предусматриваем возмож­ность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1562 0,0046 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек [см. формулу (7.34)]

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек [см. формулу (7.35)]

где d₁ = 19,05 mm — диаметр ролика цепи (см. табл. 7.15);

Силы, действующие на цепь:

окружная F_tц = 4950 Н — определена выше;

от центробежных сил F_v = qv² = 3,8 • 2,56²  25 Н, где q — = 3,8 кг/м по табл. 7.15;

от провисания F_f = 9,81 k_f qa_ц = 9,81 • 1,5  3,8  1,562 = 88 Н, где k_f = 1,5 при угле наклона передачи 45°.

Расчетная нагрузка на валы

F_B = F_tц + 2F_f = 4950 + 2 • 88 = 5126 Н.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи [по форму­ле (7.40)]

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]  9,4 (см. табл. 7.19); следовательно, условие s > [s] выпол­нено.

Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки d_ст = 1,6 ^. 55 = 88 мм; l_ст = (1,21,6) 55 = 6688 мм; принимаем l_ст = 85 мм;

толщина диска звездочки 0,93В_вн = 0,93 • 19,05  18 мм, где В_вн — расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15).

Аналогично определяют размеры ведомой звездочки.