III. Предварительный расчет валов редуктора

Расчет выполняем на кручение по пониженным допуска­емым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего Т_к1 = Т₁ = 126  10³ Нмм;

ведомого Т_к2 = Т_к1 и = 126  10³  3,16 = 400  10³ Нмм.

Ведущий вал (рис. 12.15 и 12.16).

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [_к] = 25 МПа

Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью МУВП с валом электродвигателя d_дв = 42 мм, при­нимаем d_вl = 32 мм.

Диаметр под подшипниками примем d_пl = 40 мм; диаметр под шестерней d_к1 = 30 мм.

Ведомый вал (рис. 12.17).

Диаметр выходного конца вала d_в2 определяем при мень­шем [_к] = 20 МПа, чем учитываем влияние изгиба от натя­жения цепи:

Примем d_в2 = 48 мм; диаметр под подшипниками = 55 мм, под зубчатым колесом = 60 мм.

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня (см. рис. 10.4 и рис. 12.16).

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

Длина посадочного участка (назовем его по аналогии l_cт) l_cт  b= 48 мм; примем l_cт = 50 мм.

Колесо.

Коническое зубчатое колесо кованое (см. рис. 10.4, а и табл. 10.1).

Его размеры: d_ае2 = 318,41 мм; b₂ = 48 мм.

Диаметр ступицы d_cт  l,6 d_к2 = 1,6  60  95 мм; длина ступицы l_cт = (1,21,5)d_к2 = (1,21,5) 60 = 7290 мм: принимаем l_cт = 80 мм.

Толщина обода _о = (34) т = (34) 4 = 1216 мм; прини­маем _о = 15 мм.

Толщина диска С = (0,10,17) R_е = (0,10,17) 166 = 16,628 мм; принимаем С = 20 мм.

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора (см. Рис. 10.18 и табл. 10.2 и 10.3)

Толщина стенок корпуса и крышки

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

нижнего пояса корпуса

Диаметры болтов:

фундаментных d₁ = 0,055R_e + 12 = 0,055 • 166 + 12 = 21 мм; принимаем фундаментные болты с резьбой М20;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d₂ = (0,70,75)d₁ = = (0,70,75) 20 = 1415 мм; принимаем болты с резьбой M16:

болтов, соединяющих крышку с корпусом, d₃ = (0,50.6)d₁ = (0,50,6) 20 = = 1012 мм; принимаем болты с резьбой М12.

VI. Расчет параметров цепной передачи

Полный расчет цепной передачи проведен в §12.1, Здесь же определим лишь те параметры, которые нужны для даль­нейшего расчета привода.

Методику расчета, формулы и значения коэффициентов см. 1.ч. VII; выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке

Передаточное число цепной передачи и_ц = 4,97.

Число зубьев ведущей звездочки z₃ = 31 —2 и_ц = 31 — 2  4?97  21.

Число зубьев ведомой звездочки z₄ = z₃ и_ц — 21  4,97 = 104,37.

Принимаем z₄ = 104.

Тогда

Отклонение что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки [см. формулу (7.38)] при­мем таким же, как в примере § 12.1, К_э = 1,25.

Шаг однорядной цепи

При п₂ = 306 об/мин по табл. 7.18 принимаем среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи [р] = 20 МПа. Тогда

Принимаем по табл. 7.15 цепь с шагом t = 31,75 мм; Q = 88,50 кН; q = 3,8 кг/м; A_оп = 262 мм² (ГОСТ 13568-75).

Скорость цепи

Окружная сила

Проверяем давление в шарнире: по формуле (7.39) р

уточняем по табл. 7.18 допускаемое давление р] = 19 [1 + 0,01(21 - 17)]  20 МПа; условие р  [р] выдержано.

Межосевое расстояние

Силы, действующие на цепь:

окружная F_tц = 3800 Н;

от центробежных сил F_v = qv² = 3,8  3,41²  44 Н;

от провисания цепи [см. с. 154) при k_f = 1,5; q = 3,8 кг/м;

Расчетная нагрузка на валы

Диаметры ведущей звездочки:

делительной окружности

наружной окружности

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

Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение, по формуле (7.40):

это больше, чем требуемый коэффициент запаса [s] = 9,4 (см. табл. 7.19); следовательно, условие s  [s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

Ступица звездочки d_ст3 = 1,6  48 = 78 мм; l_ст3 = (1,21,5) 48 = 5872 мм; принимаем l_ст3 = 70 мм.

Толщина диска звездочки 0,9 3 В_вн = 0,93  19,05 = 18 мм, где В_вн = = 19,05 мм — расстояние между пластинами внутреннего звена (см. табл. 7.15).