- суммарное число циклов работы;

      - база изгибных напряжений, ( ), 

4.Расчет цепной передачи

   Исходные данные:

                    Вид цепи –  зубчатая

                    Момент на валу  ведомой звездочки:  Т₄=1752 Н м;

                    Частота вращения  ведомой звездочки:  n₄=32,15 об/мин;

                     Передаточное число:  u=4;

 
 

Число зубьев малой звездочки

,                                                                     (39)

где z₁ – число зубьев малой звездочки;

       u – передаточное отношение

z₁=37-2×3,9=29.

  Число зубьев большой  звездочки:

                                                                   z₂=u z₁                                                                                 (40)

z₂=3,9*29=113

  Из-за опасности  соскакивания цепи  число зубьев ведомой  звездочки ограниченно 110.

   Предварительно принята  зубчатая цепь  с шагом t=31,75мм, ее скорость:

                                                                 

,                                            (41)

м/с.

  Ширина цепи:

                                                                    b=10

,                                         (42)

где P- передаваемая мощность, кВт (P=6,46 кВт);

      k_Э- коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации:

,                                                                 (43)

где k₁ – коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки (k₁=1);

k₂ – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния (k₂=0,8);

k₃ – коэффициент угла наклона передачи (k₃=1);

k₄ – коэффициент способа регулирования натяжения (k₄=1,25);

k₅ – коэффициент, учитывающий способ смазывания (k₅=1,5);

k₆ – коэффициент сменности (k₆=1).

=1,5.

[P₁₀]- мощность, допускаемая для передачи цепью шириной 10 мм ([P₁₀]=2кВт),

b=

=48,4 мм.

  Принята цепь ПЗ-1-25,4-101-57 ГОСТ 13552-81. Ширина принятой цепи b=57мм: 57>48,4.

  Длина цепи:

                                                         L=

,                                    (44)

  где   а- межосевое расстояние (а=1025мм)

         z_c- суммарное число зубьев обеих звездочек (z_c=139)

L=

=2225 мм

  Число звеньев  цепи:

                                                                         L_t=L/t,                                              (45)

L_t=2225/25,4=90

Число ударов в секунду:

.                                                                       (46)

=2,4     

Число ударов сопоставлено с допускаемым:    W _доп³W                                     (47)

                                        .                                                               (48)

=26,4;

  Так как 26,4>2,4 условие выполнено.

   Коэффициент запаса  прочности цепи:

                                                       

,                                       (49)

где F_в- разрушающая сила, Н (F_в=101000 Н);

     F_t- окружная сила, Н (F_t= 3800 H);

    k₁- динамический коэффициент (k₁=1);

    F_u- нагрузка от центробежных сил;

                                                                        F_u =m

,                                          (50)

где m- масса 1м цепи, кг (m=14,35 кг);

F_u=14,35*1,7²=41,47 Н,

  F_f- сила от провисания цепи:

                                                                 F_f=9,81*k_f*m*a,                                      (51)

  где   k_f –коэффициент расположения (k_f=6) [2];

F

Н

     Нормативный коэффициент  запаса прочности  для приводной  зубчатой цепи  при n₃=114,2 об/мин, t=25,4мм, s=22.

    Так как 25,7>22 условие выполнено.

5. Ориентировочный расчет валов.

 
 

     Исходные  данные:

 

     – крутящий момент на входном валу, Т₁, Н×м    45;

     – крутящий момент на промежуточном валу, Т₂, Н×м   134;

     – крутящий момент на выходном валу, Т₃, Н×м    518,4.

 

      Ориентировочный расчет валов служит для назначения диаметров валов из расчета по крутящему моменту и по касательным напряжениям.

      Диаметр вала d, мм:

       ,      (52)

      где Т – крутящий момент на соответствующем валу, Н×м;

            t_доп – допускаемое контактное напряжение, МПа.

 
 

      Расчет  вала I.

 

      Ведущий вал (рисунок 1).

 

      

 
 
 

      Рисунок 1 – Вал быстроходный

 

      Диаметр головки вала (подступочная часть) d_I, мм при Т₁ =45 Н×м  и   t_доп = 15 МПа:

      d = = 25 мм.

      Диаметр d₁ округлен по стандартному ряду   ГОСТ 6636-69, принят d₁ = 25мм.

      Диаметр d₂ должен быть кратным 5 (диаметр шейки вала должен быть равен внутреннему диаметру подшипника).

        Принят: d₂ = 20 мм.

      Диаметр хвостовика d₃ принят: d₃=17мм

      При соединении хвостовика вала редуктора с хвостовиком вала электродвигателя муфтой, обычно d_эд>d_3. Для выполнения условия: d₃=(0,8…1,2)d_эд , диаметр хвостовика и другие диаметры приняты: d_эд=35мм, d₃=28мм, d₂=30мм, d₁=35мм

 
 
 

      Расчет  вала II.

 

      Промежуточный вал (рисунок 2).

 

      

      Рисунок 2-Вал промежуточный

 

      Диаметр d_I, мм при Т₂ = 134 Н×м     и t_доп = 15 МПа:

      d₁= = 35,7 мм.

      Диаметр d₁ округлен по стандартному ряду ГОСТ 6636-69, принят: d₁ = 35 мм.

      С учетом вышеупомянутых требований диаметр d₂ принят: d₂ = 30 мм.

 

      Расчет  вала III.

 

      Выходной  вал (рисунок 3).

 
 

      

      Рисунок 3 – Вал тихоходный.

      Диаметр d_I, мм при Т₃ = 518 Н×м   и t_доп = 15 МПа:

      d₁= = 55 мм.

      Диаметр d₁ округлен по стандартному ряду по ГОСТ 6636-69, принят d₁ = 55 мм.

                            6. Эскизная компоновка редуктора

           При эскизном проектировании  редуктора определяют расстоянии между линиями действия всех сил, предварительно назначают подшипники и схемы их установки, а также уточняют отдельные элементы конструкции.

         Исходными данными  для компоновки  являются: межосевое  расстояние, делительные  диаметры, ширина  колес, диаметры  валов.

        Последовательность  эскизной компоновки  цилиндрического  редуктора:

1. Вычерчиваются оси валов, на расстоянии равном межосевому  a .

2. Вычерчивают контуры колес с размерами на расстоянии между торцами колес, мм:

                                                    .                                                  (53)

    Толщина стенки корпуса определяется по эмпирической зависимости:

                                                        

6мм,                                       (54)

  где T_Tx- крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Н м (T_Tx= 518 Н м)

мм,

   Расстояние между  торцами колес  по формуле (57):