3.2. Расчет ведомого вала

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, при расчете ведомого вала примем _к=20 МПа.

Диаметр выходного конца вала:

d_в2= [(16Т₂ / (_к)]^1/3 = мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда (табл. П.3.24) d_в2=30 мм.

Высота буртов вала принимается в соответствии с табл. П.3.25. Диаметр вала под подшипниками d_п2=35 мм (табл. П.3.16), под зубчатым колесом d_к2=40 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П.3.24, П.3.25. Конструкция ведомого вала приведена на рис. 4.

Рис. 4. Конструкция ведомого вала

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Технологичнее изготавливать шестерню и вал отдельными деталями. Но в данном случае мы имеем маленькое расстояние между впадинами зубьев и шпоночным пазом и поэтому шестерню выполняем за одно целое с валом.

Размеры шестерни и колеса, определенные ранее:

d₁=46,7 мм;

d_a1=50,7 мм;

b₁=50 мм;

d₂=233,33 мм;

b₂=45 мм;

d_a2=378,33 мм.

Расчет размеров колеса:

– диаметр ступицы

d_cт = 1,6 d_к2 = 1,6 45 =72 мм 

– толщина обода

₀ = 4 m_n = 4 2 = 8 мм,

принимаем ₀=8 мм;

– толщина диска

C = 0,3 b₂ = 0,3 45 = 13,5 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса  = 0,025 а + 1, крышки ₁ = 0,02 а + 1 , но не менее 8 мм:

 = 0,025 а + 1 = 0,025 140 + 1 = 4,5 мм, принимаем  = 8 мм,

₁ = 0,02 а + 1 = 0,02 140 + 1 = 3,8 мм, принимаем ₁ = 8 мм.

Толщина фланцев верхнего пояса корпуса и крышки b = 1,5 = 12 мм, b ₁= 1,5₁ = 12 мм; нижнего пояса корпуса р = 2,35  = 19 мм , принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов:

– фундаментных d =(0,03...0,036)a+12 =(0,03…0,036)224+12 =18,7...20 мм,

принимаем болты с резьбой М20;

– крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ = (0,7 ...0,75) d₁ = (0,7 ...0,75)×20 = 14...15 мм,

принимаем болты с резьбой М16;

–соединяющих крышку с корпусом

d₃ = (0,5…0,6) d₁ = (0,5…0,6)×20 = 10...12 мм,

принимаем болты с резьбой М12.

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Вращающий момент на ведущей звездочке Т₃ = Т₂ = 157,6 Н×м.

Передаточное число U_ц = 2,22.

Число зубьев ведущей звездочки:

₃ = 31–2 U_ц = 31– 2 2,22  27;

ведомой звездочки:

₄ = ₃ U_ц = 27 2,22 = 59,94.

Принимаем Z₃ = 27 и Z₄ = 60.

Тогда фактическое U_ц = Z₄/ Z₃ = 60/27 = 2,2222.

Отклонение u = (2,2222 – 2,22 ) ×100 % / 2,2 = 0,1 % ,что допустимо.

Допускается u  4 %.

Расчетный коэффициент нагрузки:

К_э = К_д К_а К_н К_р К_см К_п = 1,25,

где К_д= 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

К_а = 1 – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния;

К_н=1 – коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров;

К_р = 1,25 – коэффициент, учитывающий способ регулирования цепи напряжения;

К_см = 1 – коэффициент при непрерывной смазке;

К_п – коэффициент, учитывающий продолжительность работы в сутки, при односменной работе К_п = 1 [7, c.149-150].

Частота вращения ведущей звездочки цепной передачи n₂ = 190 об/мин. Среднее значение допускаемого давления при n  200 об/мин,  =23 МПа (табл. П.3.20).

Шаг однорядной цепи (m = 1)

t  2,8

t  2,8 = 19,1.

По табл. П.3.19 подбираем цепь ПР 19,05-31,8 по ГОСТ 13568-75, имеющую t=19,05 мм, разрушающую нагрузку Q = 31,8 кН, массу q=1,9 кг/м, А_оп=105,8 мм².

Скорость цепи:

V = Z₃ t n₂ /60000 = 27 19,05 190 / 60000 = 1,63 м/с.

Окружная сила:

F_tц = Р₂ / V = T₂ ₂ / V = 157,6  19,9 / 1,63 = 1924 H.