5 Конструктивные размеры шестерни и колеса.

Шестерня выполнена заодно целое с валом

d1=40 мм, da1=42.5 мм , b1=45мм.

Способ изготовления – ковка.

Рассчитываем ступицу:

Диаметр внутренний d=d3=40 мм

Диаметр наружный равный диаметру ступицы dст=1,55d=60 мм. Толщина ступицы

мм. Длина ступицы lct(1.2..1.5)d- оптимальное значение.

мм.

Обод: Толщина S=2.2m+0.05b2, b2=40 мм, Mn=1.25 мм.

Толщина С=0,5(S+δст)≥0,25b2.

Диск: Радиус закругления R≥6, угол γ≥7˚ , отверстий нет, С=8,5≥10-невыполнено, выберем С=12 мм.

6 Подшипники .

Выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники (ГОСТ 831-75)

Таблица К28.

Для быстроходного вала выбираю подшипники серии 36205:

Размеры в мм Грузоподъемность , кН

d=25 Сr=13.1

D=52 C=9.2

B=15 a=12˚

r=1.5

r1=0.5

Для тихоходного вала: серии 36207

d=35 Сr=24

D=72 C=18,1

B=17 a=12˚

r=2

r1=1

Конструктивные размеры корпуса редуктора, мм

Толщина стенок корпуса и крышки:

=0,025а_w+1=0,025100+1=3,5, принимаем =8мм,

₁= 0,02а_w+1=0,02100+1=3, принимаем ₁=8 мм;

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1,5=1,58=12, b₁=1,5₁=1,58=12;

нижнего пояса корпуса

р=2,35=2,358=18,8, принимаем р=20.

Диаметры болтов:

фундаментных

d₁=(0,03..0,036)а_W+12=(0,03..0,036)100+12=15..17,2,

принимаем болты с резьбой М16;

.

8. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь [2,с.147].

Вращающий момент на ведущей звездочке:

Т₂=85,56 Нм

Передаточное число было принято ранее

Uц.п.=4

Число зубьев:

ведущей звездочки [2,с.148]

Z_З=31-2U_ц.п.==23

ведомой звездочки

Z₄=Z₃U_ц.п.=23·4=92,

принимаем

Z₃=23, Z₄=92.

Фактическое отклонение составляет 0%

Расчетный коэффициент нагрузки [2,с.149]

К_э=К_ДК_АК_НК_РК_СМК_П=11,251,25111=1,563,

где К_э- коэффициент эксплуатации; К_Д=1- динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к зубчатой дробилке); К_А=1-учитывает влияние межосевого расстояния(К_A=1 при а_w(30-:-50)t); К_Н=1 учитывает влияние угла наклона линии центров; К_Р учитывает способ регулирования натяжения цепи, К_р=1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; К_СМ=1при периодической смазке; К_П=1,25 при двусменной работе.

Задаёмся величиной среднего допускаемого давления в шарнирах цепи: [р]=18МПа,

Шаг трёхрядной цепи [2,с.149]

мм,

где m=1 – число рядов.

Подбираем по [2,с.147] цепь ПР-25,4-60,0 по ГОСТ 13568-75, имеющую t = 25,4 мм; разрушающую нагрузку: Q = 60,0 кH; массу q = 2,6 кг/м; опорная проекция шарнира А_оп = 179,7 мм².

Скорость цепи

м/с,

Окружная сила

Н,

Давление в шарнире

МПа.

Уточняем по [2,с.150] допускаемое давление

МПа

Условие p<[p] выполнено. Условие n≤[n] – выполнено( Таблица 7,17) В этой формуле 18 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7,18 при n=357,7 об/мин и t=19,05 мм.

Определяем число звеньев

,

где [2,с.148],

,

Округляем до чётного числа L_t=160.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек [2,с.148]

мм,

мм.

Диаметры наружных окружностей звездочек

мм,

мм,

где d₁=15,88 мм-диаметр ролика цепи [2,с.147]

Силы, действующие на цепь:

окружная Ftц=919,78Н,

от центробежных сил Н,

где q=2,6 кг/м по табл. 7,16 [2,с.147],

от провисания Н,

где Kf = 1,5 при угле наклона под 45˚ [2,с.151].

Расчётная нагрузка на валы

Н

Проверка коэффициента запаса прочности цепи [2,с.151]

,где Кд=1(при спокойной нагрузке)

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса прочности [S]10.7 (по табл.7,19) [2,с.151]; условие S≥[S] выполнено.

Размеры ведущей звездочки

ступица мм,

длина ступицы мм,

принимаем lСТ =30 мм,

толщина диска звёздочки мм,

где r4=1.6 мм b3=15.88 (расстояние в звене цепи), b=0.93×b3-0.15мм [Т. K32].