5) В· 7,5 = 3 ... 3,75 мм; f = 3,6 мм.
l = (2 ... 2,2) Оґ = (2 ... 2,2) В· 8 = 16 ... 17,6 мм; l = 17 мм.
З [1] в залежності від міжосьової відстані тихохідної ступені визначаємо діаметри болтів кріплення кришки редуктора і отвори під них:
Болт: М12; d0 = 13 мм.
Ширина фланця корпусу і кришки:
К = 2,7 d = 2,7 В· 12 = 32,4 мм; К = 32 мм - табл. 24.1 [1]. p> К1 = 2,2 d = 2,2 В· 12 = 26,4 мм; К = 26 мм - табл. 24.1 [1]. p> Діаметри штифтів:
dшт = (0,7 ... 0,8) d = (0,7 ... 0,8) В· 12 = 8,4 ... 9,6 мм; dшт = 10 мм
Діаметри болтів кріплення корпусу редуктора на рамі:
d к = ≥ 12 мм
d к == 13,2 мм; беремо: М14
Товщина фланця кріплення редуктора на раму:
g = 1,5 d к = 1,5 В· 14 = 21 мм.
Діаметр болтів кріплення кришок підшипників:
dп = (0,7 ... 0,75) d к = (0,7 ... 0,75) В· 14 = 9,8 ... 10,5 мм; беремо М10.
6 Розрахунок пасової передачі
Частота обертання малого шківа: n = nдв = 950 об/хв
Передана потужність:
Р = Рдв = 5,5 кВт
За номограми приймаємо ремінь типу Б. Мінімально допустимий діаметр
ведучого шківа:
d1min = 125 мм
Приймаємо: d1 = 125 мм
Діаметр веденого шківа:
d2 = d1 В· Uрем (1 - Оµ), де Оµ = 0,015 - коефіцієнт ковзання.
d2 = 125 В· 4,17 В· (1 - 0,015) = 513,4 мм
Приймаємо: d2 = 500 мм зі стандартного ряду.
Фактичне передавальне число:
UФ = d2/d1 (1 - Оµ) = 500/(125 В· (1 - 0,015)) = 4,06
О”U = В· 100% = 2,7% <3%
Орієнтовна міжосьова відстань:
α ≥ 0,55 (d1 + d2) + h (H),
де h (H) = 10,5
О± ≥ 0,55 (125 + 500) + 10,5 = 354,25 мм
Розрахункова довжина ременя:
L = 2О± + (d1 + d2) + (d2 - d1) 2/2О± =
= 2 В· 354,25 + (125 + 500) + (500 - 125) 2/2 В· 354,25 = 1888,23 мм
Приймаємо: L = 1900 мм.
Уточнення значення міжосьової відстані:
О± = (2L - ПЂ (d1 + d2) +) =
= (2 В· 1900 - 3,14 В· 625 +) = 417 мм
Кут обхвату ременем ведучого шківа:
О±1 = 180 В° - 57 В° = 180 В° - 57 В° = 128,7 В°
Визначаємо допускаемую потужність, передану одним клиновим ременем:
[Pn] = [P0] Cp CО± Cl Cz,
де [P0] = 1,86 кВт визначаємо з умови:
v = ПЂ d1 n/60 В· 103 = 3,14 В· 125 В· 950/60 В· 103 = 6,21 м/с
Cp = 1; CО± = 0,86; Cl = 1,04; Cz = 0,98.
[Pn] = 1,86 В· 1 В· 0,86 В· 1,04 В· 0,98 = 1,63 кВт. p> Кількість клинових ременів:
Z = Pном/[Pn] = 5,5/1,63 = 3,37, приймаємо: Z = 4.
Сила попереднього натягу:
F0 === 306 H
Окружна сила:
Ft = Pном В· 103/v = 5,5 В· 103/6,21 = 885,6 H
Сили натягу:
F1 = F0 + Ft/2z = 306 + 885,6/2 В· 4 = 416,7 H
F2 = F0 - Ft/2z = 306 - 885,6/2 В· 4 = 195,3 H
Сила тиску на вал:
Fоп = 2 F0 z sin (О±1/2) = 2 В· 306 В· 4 В· sin (128,7/2) = 2206,8 H
7 Проектний розрахунок валів, підбір підшипників
Розрахунок ведемо по ГОСТ 24266-80 та СТ РЕВ 534-77. При призначенні розмірів керуємося ГОСТ 6636-69 та рекомендаціями [1].
В якості матеріалу валів використовуємо сталь 45 ГОСТ 1050-88 [2].
Проектний розрахунок швидкохідного валу.
Діаметр валу:
dб ≥ (7 ... 8) = (7 ... 8) = 39,8 ... 46,2
Приймаємо діаметр посадки веденого шківа на швидкохідний вал d = 40 мм.
Діаметр під підшипники:
dбп ≥ dб + 2t = 40 + 2 В· 2,5 = 45 мм, де t = 2,5 з [1].
Приймаємо: dбп = 45 мм (ГОСТ 27365-87).
Враховуючи наявність осьових навантажень, попередньо вибираємо підшипник роликовий 7209 ГОСТ 27365-87 [2].
Його розміри: d = 45 мм, D = 85 мм, b = 19 мм.
Динамічна вантажопідйомність підшипника: С = 62,7 кН.
Статична вантажопідйомність Зі = 50 кН. p> dбп ≥ dбп + 3r = 45 + 3 В· 2,5 = 52,5 мм; приймаємо: dбп = 52 мм.
Проектний розрахунок проміжного валу.
Діаметр валу:
dпр ≥ (6 ... 7) = (6 ... 7) = 43,4 ... 50,7
Приймаємо: dпр = 46 мм
Діаметр під підшипники:
dбпр = dпр - 3r = 46 - 3 В· 2,5 = 38,5 мм, де r = 2,5 з [1].
Приймаємо: dбпр = 40 мм (ГОСТ 27365-87).
Враховуючи наявність осьових навантажень, попередньо вибираємо підшипник роликовий 7208 ГОСТ 27365-87 [2].
Його розміри: d = 40 мм, D = 80 мм, b = 18 мм.
Динамічна вантажопідйомність підшипника: С = 58,3 кН.
Статична вантажопідйомність Зі = 40 кН. p> За [1] визначаємо інші конструктивні розміри:
dбк ≥ dпр + 3f = 46 + 3 В· 1,2 = 49,6 мм; приймаємо: dбк = 50 мм.
dбп ≥ dбпр + 3r = 40 + 3 В· 2 = 46 мм; приймаємо: dбп = 46 мм.
Проектний розрахунок тихохідного валу.
Діаметр валу:
dт ≥ (5 ... 6)...
