5. Розрахунок ланцюгової передачі.

Вихідні данні:

Нм;

об/хв;

Вт;

;

Навантаження спокійне.

5.1. З умов допустимого тиску в шарнірах визначаємо основний розрахунковий розмір ланцюгової передачі-крок t.

; [1] стр.108 ф.6.26

де: Т₁ обертальний момент на валу ведучої зірочки.

5.1.1. Кількість зубів зірочок.

5.1.1.1. Кількість зубів ведучої зірочки:

[1] стр.109

Приймаємо: Z₁=

5.1.1.2. Кількість зубів веденої зірочки:

[1] стр.109

Приймаємо: Z₂=.

5.1.2. Коефіцієнт експлуатації. [1] стр.109 ф.6.27

;

де: К- коефіцієнт, що враховує характер навантаження; при спокійному навантаженні К = ;

- коефіцієнт, що враховує вплив міжосьової відстані; =1 при ;

- коефіцієнт виду змащення: = ; при періодичному змащенні;

- коефіцієнт нахилу лінії центрів зірочок; = ; при γ= ;

- коефіцієнт режиму роботи= ; при змінній роботі;

- коефіцієнт способу регулювання натягу ланцюга; = ; при періодичному регулюванні.

Ке =

5.1.3. Допустимий середній тиск в шарнірі.

Вибираємо умовно для кроку ланцюга t = мм - крок

[р] = МПа; [1] стр.108 табл.6.18

5.1.4. Визначення потрібного кроку.

Одержане розрахункове значення І приймаємо за ГОСТом:

t= мм [1] стр.107 табл.6.17

Вибираємо ланцюги з кроком найближчим до розрахункового за ГОСТом 13568-75.

Вибираємо всі параметри ланцюга:

мм; мм;

мм; мм;

кг/м; кН;

мм; мм²;

мм;

Ланцюг: ГОСТ13568-75.

5.2. Визначаємо швидкість вибраного ланцюга.

[1] стр.110 ф.6.30

м/с

5.3. Визначаємо попереднє значення міжосьової відстані.

З умови забезпечення кута обхвату ведучої зірочки.

[1] стр.110 ф.6.31

Приймаємо середнє мм.

5.4. Визначаємо кількість ланок в ланцюгу.

; [1] стр.110 ф.6.32

[1] стр.110

[1] стр.110

[1] стр.110

Рекомендується заокруглити L_t до парного числа.

Приймаємо:

5.5. Уточнюємо міжосьову відстань.

[1] стр.110 ф.6.33

5.6. Визначаємо колове зусилля на зірочці, яке дорівнює тяговій силі на ведучій гілці.

[1] стр.110 ф.6.34

5.7. Перевіряємо значення питомого тиску( ізносостійкість) ланцюга.

[1] стр.110 ф.6.36

МПа для t= мм

p=

Оскільки питомий тиск в шарнірах перевищує допустимий, та V>4 ^М/_С використовуємо такі заходи: встановлюємо струйні змащування Кс=

Вибраний ланцюг підходить, бо умова виконується.

5.8. Визначення фактичного коефіцієнта запасу міцності.

; [1] стр.109 ф.6.28 (5.14)

де: - руйнуюче навантаження;

= 10³Н; [1] стр.106 табл.6.17

- навантаження від відцентрових сил:

= qV² = [1] стр.109

- сила від провисання ланцюга;

допустимий коефіцієнт запасу для t = мм; [S] = [1] стр.109 табл.6.19

Вибраний ланцюг підходить.

5.9. Визначення приближеного навантаження на вали та опори.

[1] стр.110 ф.6.35

6. Розрахунок валів. Схема. Аналіз деформацій

6.1. Схема сил. Аналіз сил та деформацій валів редуктора.

Малюнок 6.1. Схема навантаження валів редуктора.

Застосовуємо теорему про перенос сили паралельно самій собі та приводимо всі сили, що виникають в зачепленні до вісі валів. Одержуємо схему навантаження кожного вала.

Малюнок 6.2. Схема навантаження вала шестерні.

Малюнок 6.3. Схема навантаження вала колеса.

Аналіз деформацій:

Колове зусилля F_t та зусилля F_nх , викликають згин валів в горизонтальній площині. Радіальне зусилля F_г та зусилля F_ny , викликають згин валів в вертикальній площині. Момент від колового зусилля М (Т), викликає деформацію кручення.

Висновок: вали редуктора відчувають сумісну дію згину та кручення в вертикальній та горизонтальній площинах. Розрахунки ведуться за еквівалентними напругами по третій гіпотезі міцності.

На цьому етапі відстань між опорами валів невідома, тому побудова^ епюри неможлива. Визначити М_еквШ не можливо. Тому розрахунок валів ведемо в три етапи.

За формою вали виконуються ступінчастими.

Малюнок. 6.4. Ділянки вала.

6.2. Попередній (орієнтовний) розрахунок валів.

Розрахунок валів ведемо на чисте кручення, але по заниженим допустимим напругам, щоб частково врахувати деформацію згину.

Приймаю: для виготовлення валів сталь 45, занижені допустимі напруги кручення МПа. Приймаю: МПа.

6.2.1. Вал шестерні.

Початкові данні:

Нм.

6.2.1.1. Вихідний кінець вала шестерні.

;

Отримане розрахункове значення діаметра заокруглюємо до ближчого числа по стандартному ряду Rа 40 ГОСТ 6636-89.

Приймаю: мм.

6.2.1.2. Діаметр вала під підшипник.

Приймаю: мм

6.2.1.3. Діаметр вала під шестерню.

Приймаю: мм

6.2.2. Вал колеса.

Початкові данні:

Нм

6.2.2.1. Вихідний кінець вала

Приймаю: =мм.

6.2.2.2. Діаметр вала під підшипник.

Приймаю: мм.

6.2.2.3. Діаметр вала під колесо.

Приймаю: мм.

6.3. ІІ-й етап розрахунку валів

Ескізна компановка.

Мета:

Визначити відстань між опорами валів; виконати на міліметровці М 1:1.

Початкові дані:

α w =	мм;	d вш =	мм;	d 2 =	мм;
d 1 =	мм;	d вк =	мм;	da1 =	мм;
d 2 =	мм;	d вп1 =	мм;	da2 =	мм;
b 1 =	Н;	dвп2 =	мм;	d вм1 =	мм;
				dвм2 =	мм;

6.3.1. Проводимо вісі валів на відстані α_w . Проводимо вертикальну вісь симетрії передачі.

6.3.2. По розмірам d1, d2, da1, da2, b1, b2, будуємо макети колеса і шестерні.

6.3.3. На відстані е від габаритів шестерні і колеса проводимо контур внутрішніх стін редуктора.

Де: е = 0,03 · α_w +1  мм;

е = 0,03 · мм +1 = мм;

Приймаю: е = мм.

6.3.4. На відстані t = мм від умовного контуру внутрішньої стінки редуктора проводимо лінію торців підшипника.

6.3.5. Проводимо d_вш та d_вк до лінії торців підшипника.

6.3.6. Від лінії торців підшипника проводимо ділянки валів dвп₁ та dвп2 з підшипниками.

6.3.7. Вибір типа підшипника.

Оскільки в передачі не виникають осьові зусилля(або виникають невеликі осьові зусилля), вибираємо шарикопідшипники радіально однорядні.

6.3.8. Ведучий вал: шарикопідшипник радіальний однорядний №

ГОСТ 8338-75.

d * D * B =

Ведений вал: шарикопідшипник радіальний однорядний №

ГОСТ 8338-75.

d * D * B =

6.3.9. Будуємо макети підшипників по їх розмірам.

6.3.10. Визначаємо відстань між опорами, як відстань між серединами підшипників.

L₁ = мм – умовна відстань між опорами вала шестерні.

L₂ = мм – умовна відстань між опорами вала колеса.

L₃ = мм – відстань від середини підшипника до середини шківа (зірочки).