- •Введение
- •1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •2 Расчет передачи с гибкой связью
- •3 Расчет зубчатых колес редуктора
- •4 Предварительный расчет валов редуктора
- •5Конструктивные размеры шестерни и колеса
- •6 Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7 Первый этап компоновки редуктора
- •8 Проверка долговечности подшипников
- •9 Проверка прочности шпоночных соединений
- •10 Уточненный расчет валов
- •11 Посадки деталей редуктора
- •12 Выбор сорта масла
- •13 Сборка редуктора
- •Список использованной литературы
2 Расчет передачи с гибкой связью
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.
Вращающий момент на ведущей звездочке:
Т2 = 46,499∙103Н∙мм
Передаточное число было принято ранее:
uц. = 3,71
Рассчитываем число зубьев:
- ведущей звездочки:
z3 = 31−2∙ uц. = 31−2∙3,71 = 23,58(2.1)
- ведомой звездочки:
z4 = z3∙ uц. = 23,58∙3,71 = 87,48(2.2)
Принимаем: z3 = 24; z4 = 88
Тогда фактическое:
uц. = z4/ z3 = 88/24 = 3,66 (2.3)
Отклонение:
(3,71−3,66/3,71)∙100% = -1,34%, что допустимо.
Рассчитываем расчетный коэффициент нагрузки:
Kэ = kд· kа· kн· kр· kсм· kп , где (2.4)
kд = 1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке; kа = 1 – учитывает влияние межосевого расстояния; kн= 1 – учитывает влияние угла наклона линии центров; kр– учитывает способ регулирования натяжения цепи; kр= 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; kсм= 1 при непрерывной смазке; kп –учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе kп = 1
Kэ = 1·1·1·1,25·1·1 = 1,25
Определяем шаг однорядной цепи: t ≥ 2,8 (2.5)
[p] – допускаемое давление в шарнирах цепи; [p] задано в зависимости от частоты вращения n ведущей звездочки;
n2 ≈ ω 2·30/π = 77,6365·30/3,14 = 741,75 мин-1;
t ≥ 2,8 мм
Выбираем цепь ПР-15,875-22,7 по ГОСТ 13568-75, имеющая шаг t = 15,875 мм; разрушающую нагрузку Q= 22,7 кН; массу q = 1,0 кг/м; Аоп = 54,8 мм2.
Определяем скорость цепи:
U= = = 4,71 м/с(2.6)
Находим окружную силу:
Fтц= Р2/ U = Т2·ω 2/U = 46,499·77,6365/4,71 = 766,46 Н(2.7)
Проверяем давление в шарнире:
р = Fтц·Kэ/Аоп = 766,46·1,25/54,8 = 17,48 мПа(2.8)
Уточняем допускаемое давление [p] = 17,099[1+0,01(24−17)] = 18,8 мПа. Условие p< [p] выполнено. В этой формуле 20 мПа – табличное значение допускаемого давления при n = 741,45мин-1 и t = 15,875 мм.
Определяем число звеньев цепи:
Lt = 2·at+0,5·z∑+∆2/at , где (2.9)
at = ац/t = 50; z∑ = z3+z4 =112; ∆ = z4−z3/2π = 88−24/2·3,14 = 10,19.
Тогда:
Lt = 2·50+0,5·112+10,19²/50 = 216,3
Округляем до четного числа Lt = 216
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи:
ац = 0,25·t·[Lt−0,5·z∑+ ] =
=3,9687[160+ ] = 1259,59 мм(2.10)
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1259,59 ·0,004 ≈5 мм
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:
dд3 = = = 121,62 мм (2.11)
dд4 = = = 444,8мм
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:
De3 = t·(ctg +0,7)−0,3·d1, где(2.12)
d1 = 10,16 мм – диаметр ролика цепи.
De3 = 15,875·(ctg +0,7)−3,048·10,16 =128,64мм
De4 = t·(ctg +0,7)−0,3·d1 = 15,875·(ctg +0,7)−3,048·10,16 = 452,65мм
Силы, действующие на цепь:
· окружнаяFтц =766,46Н – определена выше;
· от центробежных сил F = q ² = 1 ·4,71² =22,18 Н, где q = 1 кг/м.[5,с.54]
· от провисания Ff = 9,81·kf·q·aц = 9,81·1,5·1·1,25959 = 18,53 Н, где kf = 1,5 при угле наклона передачи 45°
Расчетная нагрузка на валы:
Fв = Fтц+2·Ff = 766,46+2·18,53 = 803,52 Н(2.13)
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи:
S = = = 28,12(2.14)
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] ≈ 9,89; следовательно, условие s> [s] выполнено.