2.2. Ведомый вал.

Определяем нагрузку от цепной передачи.

Число зубьев ведущей звездочки

Число зубьев ведомой звездочки:

Z₂ не должно превышать 120 зубьев во избежание соскакивания цепи. Нечетное число зубьев звездочек в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному ее изнашиванию.

Усилие цепной передачи на вал

Окружное усилие цепной передачи:

, где

По кинематическому расчету (1 этап) угловая скорость ведущей звездочки . При такой скорости шаг =50,8 мм.

Диаметр делительной окружности ведущей звездочки:

Окружное усилие:

F₀ - начальное натяжение цепи. Оно зависит от массы цепи, межосевого

расстояния и угла наклона линии центров. Т. к. в работе полный расчет цепной передачи не производится, то исходя из опыта проектирования и расчета, принимают значение 0 F , составляющее 5%...20% от окружного усилия . Большие значения – для цепей с крупным шагом.

F₀ =(0,05…0,2) = 3,44 = 0,15*3,44=0,516 кН

Нагрузки на ведомый вал от зубчатой передачи такие же, что и на ведущий.

3 этап. Конструирование и расчет валов редуктора.

3.1 Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов берем:

Моменты на валах =58 Нм, =167 Нм, делительные диаметры шестерни и колеса =64 мм и =256 мм.

Межосевое расстояние:

мм

Ширина венца зубчатого колеса:

, где -коэффициент ширины венца.

Для прямозубых цилиндрических передач при симметричном расположении

колес =0,4…0,5.

Примем =0,4.

мм.

Ширина венца шестерни выполняется на 2…4 мм больше, что обеспечивает

перекрытие зубьев по их длине для лучшей приработки.

мм.

Диаметр вала под ведомый шкив клиноременной передачи (диаметр хвостовика вала).

где =15…20 МПа –допускаемое касательное напряжение при кручении, пониженное для учета изгиба хвостовика нагрузкой от ременной передачи.

мм

Т.к. шпоночная канавка под шкив ослабляет сечение вала, его диаметр увеличивают на 5…8 % .

мм.

Примем с учетом стандарта …………………….=30 мм.

Диаметры остальных участков вала принимаем с последовательным их увеличением.

Диаметр вала под уплотнение …………………. мм,

Диаметр вала под подшипник качения ………. мм,

Диаметр вала под шестерню …………………… мм.

Диаметр буртика для упора шестерни ………… мм.

Теперь следует сравнить и , чтобы решить как должен быть

изготовлен вал – за одно целое с шестерней или отдельно. Для этого

рассчитывается толщина перемычки между впадиной зубьев и шпоночным пазом в ступице шестерни.

X=0,5(--2,5m)-t_2,.=0,5(64-45-2,5*2)-3,3=3,7 мм <=2,5*2=4 мм

(шестерня отдельно от вала)

С учетом мм, выбираем по стандарту радиальный, однорядный, несамоустанавливающийся шарикоподшипник тяжёлой серии 208.

Параметры подшипника:

внутренний диаметр ………………………………=40 мм,

наружный диаметр …………………………………D=80 мм,

ширина ………………………………………………B=18 мм,

динамическая грузоподъемность ………………….=32 кН.

Длины отдельных участков вала.

Длина хвостовика .

Примем мм.

Длину участка вала под уплотнение можно принять равной ширине подшипника мм.

Для предотвращения вымывания консистентной смазки из подшипников жидкой смазкой редуктора с внутренней стороны на валу устанавливаются мазеудерживающие кольца. Их ширина принимается равной 8…12 мм.

l_K = 11 мм

l_ПK = В+11 = 18+11 = 29 мм

Между внутренней стенкой корпуса редуктора и боковой поверхностью шестерни должен быть обеспечен зазор А = 8…10 мм.

Таким образом, длина консольной части вала:

мм.

Половина длины пролетной части вала:

мм.

Вся длина пролета мм.

По полученным размерам вычерчиваем эскиз вала, схему его нагужениявнешними силами, определяем опорные реакции в подшипниках в вертикальной и горизонтальной плоскостях и строим эпюры внутренних усилий М_X, М_Y, М_Z и М_Σ.

Исходные данные к расчету ведущего вала:

=2,8 кH , .

кН.

кН.

=5 кН, =1,8 кН

Вертикальная плоскость YOZ.

Сумма моментов относительно точки А:

Отсюда = 0,04 кН.

Сумма моментов относительно точки В:

Отсюда кН.