Предварительный расчет валов редуктора

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет валов проведем на кручение. Крутящие моменты в сучениях вылов: ведущего-T₁ = 31,7 H·м; ведомого –Т₂ = 126.8 Н·м

3.1 Ведущий вал

Крутящий момент на валу Т₁ = 12.5.

Допускаемые напряжения на кручение [t_к] = 25 Мпа.

Диаметр выходного конца вала

мм.

Так как ведущий вал редуктора соединяется муфтой МУВП с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры выходных концов валов.

По таблице 2[1] для электродвигателя 4A112М d_дв = 32мм.

Тогда d_в1 = 0,75 × d_дв = 0,75 × 32 =24м (страница 296 [1]);

диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1 = 20мм.

Конструкция ведущего вала

3.2 Ведомый вал:

Крутящий момент на валу Т₂ = 50×м. Диаметр выходного конца вала под ведущую звездочку цепной передачи определяем по пониженным напряжениям [t_к] = 20 МПа, чем учитывается влияние изгиба вала от натяжения цепи:

мм

Принимаем d_в2 = 32, диаметр вала под подшипники d_п2 = 35м, под зубчатым колесом d_к2 = 40.

Диаметр остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Конструкция ведомого вала

 

 

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

Z₁ =24; m = 3мм; dа₁ = 78; d_f1 = 64.5м; b₁ = 34.

Колесо кованое, его размеры

d₂ = 288; d_a2 = 294; b₂ = 30мм; m = 3мм; Z₂ = 96 мм; d_f2 = 280.5мм,

диаметр ступицы колеса d_ст2 = 1,6 d_к2 = 64мм

длина ступицы колеса l_ст2 = (1,2¸1,5) d_к2 = (1,2¸1,5) × 40 = (48-60)мм

принимаем l_ст2 = b₂ = 50

Толщина обода d₀ = (2¸4) m = (2¸4) × 3= (6¸12)мм

принимаем d₀ = 10мм.

Толщина диска С = 0,3 × b₂ = 0,3 × 30=9мм, принимаем с = 10мм

Диаметр окружности центров в диске

Д_отв =0,5 (Д_о + d_ст2) = 0.5(269+64) = 162мм

Где Д_о = d_f2 – (2d_o + 5m) = 294-(2·10+3·5) = 259мм

Диаметр отверстий в диске колеса

5.Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

d = 0,025×a_w + 1мм = 0,025 × 180 + 1 = 5,5 мм;

d₁ = 0,02×a_w+1мм = 0,02 × 180 + 1 = 4,6 мм

принимаем d = d₁ = 8мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

b = b₁ = 1,5× d = 1,5 × 8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса

р = 2,35 × d = 2,35 × 8 = 18,8 мм, принимаем p = 20 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментных: d₁ = (0,03¸0,036)×а_w + 12 = (0,03¸0,036)×180 + 12 = (17,4¸18,5) мм; принимаем болты с резьбой М18;

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d₂ = (0,7¸0,75)×d₁ = (0,7¸0,75)×18 = (12,6¸13,5) мм, принимаем болты с резьбой М12.

соединяющих крышку с корпусом: d₃ = (0,5¸0,6)×d₁ = (0,5¸0,6)×18 = (9¸10,8) мм; принимаем болты с резьбой М10.

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Крутящий момент на валу

Т₂ = 126,8Н·м

Передаточное отношение определено выше U_ц = 3,55.

Число зубьев ведущей звездочки

z₃ = 31 – 2U_ц = 31 – 2 × 3,55 = 23,9; принимаем z₃ = 24.

Число зубьев ведомой звездочки

z₄ = z₃×U_ц = 24 × 3,55 = 85,2. Принимаем z₄ = 85

Фактическое передаточное отношение

что соответствует принятому.

Оклонение Δ =

Допускается ± 3%

Определяем расчетный коэффициент нагрузки (формула 7.38[1]);

К_э = К_д×К_а×К_н×К_р×К_см×К_п = 1×1×1×1,25×1×1,25 = 1,56;

где К_д = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

К_а = 1 – коэффициент, учитывает влияние межосевого расстояния при а_ц £ (30÷60)t;

К_н = 1 – коэффициент влияние угла наклона линии центров при  = 45°; К_н =1,0

К_р – коэффициент, учитывает способ регулирования натяжения цепи К_р = 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи;

К_см – коэффициент учитывает способ смазки; при непрерывной смазке К_см = 1,0;

К_п – учитывает продолжительность работы передачи в сутки, при двухсменной работе К_п = 1,25.

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. По таблице 7.18 [1] при n₂ = 238 об/мин, ориентируясь на шаг цепи t = 19,05 принимаем [p] = 24 МПа.

Шаг однорядной цепи

мм.

Подбираем по таблице 7.15 [1] цепь ПР–25,4–60 по ГОСТ 13568-75, имеющую: шаг t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку Q = 60кН; массу q = 2,6 кг/м;

А_оп = 179,7мм².

Скорость цепи

м/с.

Окружная сила

H.

Давление в шарнирах проверяем по формуле 7.39 [1]:

МПа.

Уточняем по таблице 7.18 [1] допускаемое давление.

р = 23 [ 1 + 0,01 (z₃ – 17)] = 21 [1 + 0,01 (24 – 17)] = 22,5 МПа.

Условие р £ [p] выполнено.

Определяем число звеньев цепи (формула 7.36 [1])

,

где (стрaница 148 [1]); z_å = z₃ + z₄ = 24 + 85 = 109.

тогда L_t = 2 · 50 + 0,5 · 109 +  = 156,4. Округляем до четного числа L_t = 156.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37 [1]

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1265 · 0,004 » 5 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек по формуле 7.34 [1]

мм;

мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек.

мм

мм,

где d₁ = 15,88 мм – диаметр ролика цепи (таблица 7.15 [1]).

Силы, действующие на цепь:

Окружная F_tц = 1300Н (определены выше).

От центробежных сил F_v = q · u² = 2,6 · 2,42² = 16 H.

От провисания цепи F_f = 9,81 · K_f· q · а_ц = 9,81 · 1,5 · 2,6 · 1,27= 49 Н,

Расчетная нагрузка на вал F_в = F_tц + 2F_γ = 1300+ 2 · 49 = 1398H.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи (формула 7.40 [1])

 > [S] = 8,4

где [S] = 8,4– нормативный коэффициент запаса прочности цепи (таблица 7.19 [1]).

Условие S > [S] выполнено

Размеры ведущей звездочки:

dd3 =194.6мм; Д_ез = 206мм

диаметр ступицы звездочки

Д_ст3= 1,6 d_в2 = 1,6 · 32 = 52мм;

длина ступицы l_ст3 = (1,2¸1,6) · d_в2 = (1,2¸1,6) · 32 = (38,4÷51,2) мм;

принимаем l_ст3 = 50 мм.

Толщина диска звездочки

С = 0,93 В_н = 0,93 · 15,88 =14,8 мм

где В_н = 15,88 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена цепи (табл. 7.15 [1])