= 1 - враховує вплив кута нахилу лінії центрів;
k р - враховує спосіб регулювання натягу ланцюга; k р = 1,25 при періодичному регулюванні ланцюга;
k см = 1 при безперервної мастилі;
k п = 1 враховує тривалість роботи на добу, при роботі в одну зміну. ​​
6.4. Ведуча зірочка має частоту обертання
n 2 = П‰ 2 * 30/ПЂ = 30 * 30/3,14 ≈ 287 об/хв (6.2)
Середнє значення допустимого тиску n 2 ≈ 300 об/хв
[p] = 20 МПа
6.5. Крок однорядною ланцюга (m = 1)
(6.3)
Підбираємо по табл. 7.15 [1, стор 147] ланцюг ПР-19 ,05-31, 80 по ГОСТ 13568 - 75, що має t = 19,05 мм; руйнівне навантаження Q ≈ 31,80 кН; масу q = 1,9 кг/м ; А оп = 105,8 мм 2
Швидкість ланцюга
(6.4)
Окружна сила
(6.5)
Тиск в шарнірі перевіряємо по формулі
(6.6)
Уточнюємо допускається тиск [p] = 22 [1 + 0,01 (22 - 17)] = 23,1 МПа. Умова p <[p] виконана. У цій формулі 22 МПа - табличне значення допустимого тиску по табл. 7.18 [1, стор 150] при n = 300 об/хв і t = 19,05 мм. p align=center> 6.6. Визначаємо число ланок ланцюга
(6.7)
де a t = a ц /t = 50; z ОЈ = z 3 * z < sub> 4 = 23 + 87 = 110;
О” = z 3 - z 4 /2ПЂ = 87 - 23/2 * 3,14 = 10,19
Тоді
L t = 2 * 50 + 0,5 * 110 + 10,192/50 = 157,076
Округлюємо до парного числа L t = 157.
Уточнюємо міжосьова відстань ланцюгової передачі за формулою:
(6.8)
Для вільного провисання ланцюга передбачаємо можливість зменшення міжосьової відстані на 0,4%, тобто на 951 * 0,004 ≈ 4 мм. br/>
6.7. Визначаємо діаметри ділильних кіл зірочок
d д 3 = t/sin (180/z 3 ) = 19,05/sin (180/23) = 139,97 мм;
d д 4 = t/sin (180/z 4 ) = 19,05/sin (180/87) = 527,66 мм. p> 6.8. Визначаємо діаметри зовнішніх кіл зірочок
D e3 = t (ctg (180/z 3 ) + 0,7) - 0,3 d 1 = t (ctg (180/z 3 ) + 0,7) - 3,573
де d 1 = 11,91 мм - діаметр ролика ланцюга см. табл. 7.15 [1, стор 147];
D e3 = 19,05 (Ctg (180/23) + 0,7) - 3,573 = 148,8 мм
D e3 = 19,05 (Ctg (180/87) + 0,7) - 3,573 = 537,5 мм
6.9. Сили, діють на ланцюг:
окружна F t ц = 1670,8 Н визначена вище;
від відцентрових сил F v = qv2 = 1,9 * 2,092 ≈ 8 H, де q = 1,9 кг/м по табл. 7.15 [1, стор 147];
від провисання F Ж’ = 9,81 k Ж’ qa ц = 9,81 * 1,5 * 1,9 * 0,951 = 54,54 Н, де k Ж’ = 1,5 при куті нахилу передачі 45 В°;
Розрахункова навантаження на вали
F в = F t ц + 2F Ж’ = 1670,8 + 2 * 54,54 = 1779,88 Н.
Перевіряємо коефіцієнти запасу міцності ланцюга
(6.9)
Це більше, ніж нормативний коефіцієнт запасу [s] ≈ 8,4 (див. табл. 7.19 [1, стор 151]); отже, умова s> [s] виконано. p align=center> 7. Ескізна компоновка редуктора
Компоновочне креслення виконуємо на міліметровому папері в одній проекції - розріз по осях валів при знятій кришці редуктора, в масштабі 1:1, в тонких лініях.
Шестерню і колесо вичерчуємо спрощено у вигляді прямокутників; шестерню виконуємо заодно з валом; довжину маточини колеса приймаємо рівною ширині вінця і не виступає за його межі.
7.1. Обкреслюємо внутрішню стінку корпусу:
В
7.2. Приймаються зазор між торцем шестерні і внутрішньою стінкою корпусу:
А 1 = 1, 2 В· d; А 1 = 1, 2 В· 6 = 7,2 мм В»7 мм
7.3. Приймаються зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпусу:
В
А = d; А = 6 мм
7.4. Приймаються відстань між зовнішнім кільцем підшипника провідного вала й внутрішньою стінкою корпусу:
В
А = d; А = 6 мм
7.5. Зовнішній діаметр підшипників D = 47 мм більше діаметра окружності вершин зубів d а1 = 37,3 мм.
7.6. Товщина фланця D кришки підшипника
дорівнює діаметру отвори d o в цьому фланці. Для підшипника 204 - D = 8 мм, для підшипника 207 - D = 12 мм за рис. 12.7 [1, стор 303]. Висота головки болта
0,7 В· d Б1 = 0,7 В...
