3. Расчет цепной передачи 5-6.

3.1 Выбор типа цепи.

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТ 13568-75).

3.2 Определение числа зубьев звездочек.

Число зубьев ведущей звездочки:

Так как , то принимаем .

Число зубьев ведомой звездочки:

Принимаем =27.

Тогда, фактическое передаточное число:

3.3 Коэффициент эксплуатации цепной передачи:

,

Где - коэффициент динамической нагрузки,

=1;

- коэффициент влияния длины цепи или межосевого расстояния передачи а,

=1;

- учитывает влияние наклона передачи к горизонту на износ шарниров,

=1;

- коэффициент регулировки натяжения цепи,

=1,25;

- коэффициент температуры окружающей среды,

=1;

- коэффициент смазывания цепи, зависит от окружной скорости.

Предварительно:

- смазка периодическая, =1,5;

- коэффициент режима работы,

При односменной работе =1.

Тогда .

3.4 Расчетный шаг цепи:

,

m – число рядов цепи,

- базовое допускаемое давление в шарнирах цепи.

Предварительно мм,

Среднее значение ориентировочно принимаем по таблице: = 28,128МПа.

Тогда: мм.

Принимаем стандартное значение мм.

3.5 Выбор приводной цепи: Типоразмер: ПР – 25,4 – 60, =25,4; Ввн =15,88; d2 =7,92;d1 =15,88;

h не более 24,2; b7 не более 39; b не более 22.

Разрушающая нагрузка Q не менее 60кН.

Масса одного метра цепи q = 2,6кг.

Площадь опорной поверхности шарниров: Аоп = 179,7.

3.5.1 Средняя скорость цепи:

м/с.

3.5.2 Предварительное межосевое расстояние:

мм.

3.5.3 Число звеньев цепи:

,

Принимаем = 80.

3.5.4 Уточнение межосевого расстояния, длина цепи.

мм.

Принимаем a = 760мм.

Монтажное межосевое расстояние:

мм.

Длина цепи:

мм.

3.6 Проверочные расчеты передачи.

3.6.1 Критерии расчета и работоспособности:

1) износостойкость шарниров приводной цепи;

Условие работоспособности:

p – давление на опорной поверхности шарниров при передаче номинальной нагрузки, Мпа.

- базовое допускаемое давление в шарнирах.

2) статическая прочность цепи по разрушающей нагрузке;

3) сопротивление усталости пластин цепи по проушинам при длительном действии пульсирующей или знакопеременной нагрузки или скорости цепи м/с и работе с легкими и средними ударами при знакопостоянной нагрузке.

3.6.2 Проверочный расчет на износостойкость шарниров.

Условие износостойкости:

- окружная сила, Н

Р5 - мощность на валу ведущей звездочки, Вт

V – скорость цепи, м/с.

Н.

Недогруз 25,5% - допускается. Условие износостойкости выполняется.

3.6.3 Расчет на статическую прочность.

S - условный коэффициент запаса прочности;

- нормативный коэффициент запаса прочности;

= 8,2

Q - разрушающая нагрузка проверяемой цепи;

- максимальное натяжение наиболее нагруженной (ведущей) ветви цепи.

- коэффициент динамической нагрузки;

- натяжение ветви от действия силы тяжести.

q - масса одного метра цепи, кг;

a - межосевое расстояние передачи, м;

g = 9.81

- натяжение от центробежных сил при скорости V < 5м/с величиной можно пренебречь.

Н

Н

Условие прочности выполняется.

3.6.4 Проверочный расчет цепи на сопротивление усталости пластин.

- коэффициент влияния на сопротивление усталости пластин числа зубьев малой звездочки и частоты ее вращения.

= 2,4.

- коэффициент, учитывающий влияние шага цепи на сопротивление усталости.

= 1.

- коэффициент, учитывающий тип цепи,

= 1,2.

- коэффициент, учитывающий число рядов цепи,

= 1.

.\

Условие выполняется.

3.7 Нагрузка на валы цепной передачи.

- коэффициент, учитывающий расположение передачи в пространстве.

= 1,15.

3.8 Определение геометрических размеров звездочек.

Делительный диаметр:

Диаметр окружности выступов:

Диаметр окружности впадин:

, где r – радиус впадины,

r = 0.5025d1 + 0,05

r = 0.5025∙15,88 + 0,05 =8,0297мм.

Диаметр проточки:

Ширина зуба звездочек:

4. Компановка редуктора.

4.1 Ориентировочный расчёт валов.

4.1.1 Ориентировочный расчёт входного вала.

Рисунок 3.1 Эскиз входного вала 1.

, где Т₂ – момент на входном валу;

мм

Согласовав с электродвигателем принимаем d = 20мм (dэд = 22мм);

хвостовик конический, без бурта.

Основные размеры хвостовика вала конического: d = 20мм, l1 = 36мм,

l2 = 22мм, dср = 18,9мм, d1 = мм.

Диаметр участка вала под подшипник: d_П = d = 20мм.

Диаметр буртика подшипника:

где, r – координата фаски подшипника, мм r = 1,5мм.

Принимаем d_БП = 25мм.

4.1.2 Промежуточный вал 2-3:

Рисунок 5. Эскиз промежуточного вала 2-3.

,

Принимаем = 22мм.

мм,

- размер фаски, мм.

, мм.

Принимаем d_П = 20мм.

4.1.3 Расчёт выходного вала 4-5.

Рисунок 3.2 Эскиз выходного вала 4-5.

, где Т₄₅ – момент на выходном валу 4-5;

мм

Принимаем d = 30мм; хвостовик конический.

Основные размеры хвостовика вала конического: d = 30мм, l1 = 80мм,

l2 = 58мм, dср = 29,1мм, d1 = мм.

, где t_кон – высота заплечика, t_кон = 1,8

мм

Принимаем d_П4 = 35мм.

, r = 2мм

Принимаем d_БП =42 мм.

d _К ≥ d_П

Принимаем d _К = 36мм.

d_БК  d_К + 3f , f = 1,2мм

d_БК  36 + 31,6 = 40мм Принимаем d_БК = d_БП = 42мм.

4.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Расстояние между зубчатыми колёсами и стенками корпуса:

,

где L –габарит передачи

Принимаем .

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:

мм.

Толщина стенок корпуса и крышки:

Для обеспечения необходимой прочности и жесткости корпуса толщину стенок  корпуса и крышки по рекомендациям принимают 8.

Принимаем  = 8мм.

Диаметры болтов:

• Фундаментальных: d₁ = 0.036  a +12 = 0.036  90 + 12 = 15,24 => принимаем фундаментальные болты с резьбой М16;

• Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника: d₂ = (0.7 - 0.75)d₁

d₂ = 0.75 16 = 12мм; принимаем болты с резьбой М12;

• Болтов, соединяющих крышку с корпусом: d₃ = (0.5 – 0.6) d₁ =0,6 12 =7,2мм. Принимаем болты с резьбой М10.