попередньо крок ланцюга:
p = 25,4 мм - крок ланцюга
Розрахунок швидкості ланцюга:
В
Розрахунок окружний сили передачі:
В
Розрахунок міжосьової відстані:
В
2.2.2 перевірки розрахунок ланцюгової передач
р = 25,4 мм - крок ланцюга
F t = 493 кН - окружна сила
Робота передачі - безперервна, спокійна
Передача розташована горизонтально
Натяг ланцюга регулюється пересуванням валу однієї з зірочок
Мастило передачі крапельна
Приймаємо по ГОСТ 13568-75:
d 1 = 15,88 мм - діаметр валика
B = 15,88 мм - діаметр втулки
Площа проекції опорної поверхні шарніра визначаємо за формулою:
В
На підставі чого приймаємо ланцюг ПР-25.4-6000
Приймаються коефіцієнт згідно з умовами роботи:
В
k1 = 1 - коефіцієнт динамічності навантаження
k2 = 1 - коефіцієнт способу регулювання натягу ланцюга
k3 = 1 - коефіцієнт міжосьової відстані передачі
k4 = 1 - коефіцієнт нахилу лінії зірочок до горизонту
k5 = 1 - коефіцієнт способу змащення ланцюга
k6 = 1 - коефіцієнт режиму роботи
Отже коефіцієнт експлуатації передачі k = 1
Розрахунок допустимої окружної сили:
В
де:
[q] = 35 МПа - допустиме тиск в шарнірі
В
Перевірка ланцюга на зносостійкість:
В
порівняйте з:
F t = 5933 Н
В
Орієнтовні значення діаметрів валів обчислюється за формулою [2, c.26]
В В
Призначення ступеня точності передач
Вибір ступеня точності виготовлення зубчастих передач визначається експлуатаційними та технічними вимогами до них: окружною швидкістю, потужністю, що передається, вимогами до кінематичної точності, плавності, безшумності, довговічності, відсутності вібрації і т.д.
Окружну швидкість передачі визначають за формулою [2, с 28]
В
Вибираємо 8-ю ступінь точності. Характеристика передач - зниженої точності, область застосування - тихохідні передачі зі зниженими вимог до точності.
2.3 Виконання ескізної компонування зубчастого редуктора
Діаметри валів у місцях посадки зубчастих коліс були визначені раніше і округлені по стандартному ряду нормальних лінійних розмірів за ГОСТ 6636-69 з ряду Rа 40. [2, с.74, 83-84], [2, с.77, рис.5.3]
Діаметри шипів валів можна приймати
В
де d в - діаметр валу під зубчастим колесом
Таблиця 2.9
Параметр
Вал 1
Вал 2
Вал 3
Вал 4
d ш , мм
23,4
45
67,5
77,8
У зв'язку з вибором муфти для вхідного вала діаметром рівним 42 мм, діаметр шипа вхідного вала прийнятий рівним 45 мм.
Отримані розміри діаметрів шипів округляємо у відповідності зі стандартами діаметрів внутрішнього кільця підшипника кочення:
d ш1 = 45 мм
d ш2 = 45 мм
d ш3 = 70 мм
d Ш4 = 80 мм
Розміри окремих елементів корпусу редуктора
1. Товщина стінки корпусу редуктора
В
Прийнята стандартизована величина Оґ = 12 мм
2. Ширина підшипника
Ширину підшипника приймаємо по діаметру шипа для підшипника середньої серії або обчислюють по залежності
В
3. Відстань від торця підшипника кочення до стінки корпусу редуктора
В
4. Зазор між внутрішніми стінками корпусу і поверхнями обертових деталей
В
5. Зазор між поверхнями обертових деталей
В
6. Зазор між торцевими поверхнями зубчастих коліс
В
7. Ширина фланця для кріплення кришки до корпусу редуктора
В
8. Відстань між обробленої і необробленої поверхнями корпусних деталі
В
3 Проектування валу
3.1 Проект и ї розрахунок валу
Форма проектованого валу визначається його функціональним призначенням і кінематичною схемою редуктора.
В
Ріс.3.1Расчетная схема
3. 2 Визначення навантажень, діючих на вал
Складання розрахункових схем
Основними навантаженнями на вал є зусилля в зубчастих зачеплення, натяг гілок ланцюга, а також крутний моменти. Власна вага валу і насаджених на ньому деталей у більшості випадків не враховується.
Сили, діючі в передачах, визначаються наступним чином [3, с.12]:
Для прямозубой циліндричної передачі (3)
В· Окружна сила
В
В· Радіальна сила
В
Для косозубой циліндричної передачі (2)
В· Окружна сила
В
В· Радіальна сила
В
В· ...
