Проектний розрахунок

4.1.1 Визначення кроку ланцюга

р = 2,8 (4.1)

К_е – коефіцієнт експлуатації, який є добутком п’яти поправочних коефіцієнтів, які враховують різні умови роботи передачі (таблиця 15)

К_е = К_ДК_СК_θК_РЕГК_Р (4.2)

К_Д – коефіцієнт, який враховує динамічність навантажень;

К_С– коефіцієнт, який враховує спосіб змащуваня;

К_θ– коефіцієнт, який враховує положення передачі відносно лінії горизонту;

К_РЕГ– коефіцієнт, який враховує спосіб регулювання;

К_Р– коефіцієнт, який враховує режим роботи приводу;

v – кількість рядів ланцюга;

z₁ – кількість зубів ведучої зірки:

z₁ = 29 – 2u_ВП (4.3)

УВАГА! Отримане значення потрібно округлити, до найближчого непарного числа;

[р_ц] - припустимий тиск в шарнірах ланцюга, Н/мм², залежить від швидкості ланцюга, вважаючи, що вона того-ж порядку, що й швидкість тягового органу робочої машини, попередньо приймається з завдання на курсовий проект.

Приймаємо по таблиці 18:

Ланцюг марки:

з кроком р=

діаметром ролику d₁=

шириною ланцюга b₃ =

руйнуюче навантаження Q =

маса 1 м ланцюга g =

4.1.2 Визначення кількості зубів веденої зірки:

z₂ = z₁u_ВП (4.4)

УВАГА! Отримане значення потрібно округлити, до найближчого парного числа.

4.1.3 Визначаємо фактичне передаточне число ланцюгової передачі

u_Ф = z₂/z₁ (4.5)

4.1.4 Визначаємо оптимальну між осьову відстань:

а = (30...50) ∙ р

де р – крок ланцюга,

виходячи з цього міжосьова відстань в кроках становить:

а_р = а/р (4.6)

4.1.5 Визначаємо кількість ланок ланцюга:

(4.6)

УВАГА! Отримане значення округлюється до найближчого цілого парного числа.

4.1.6 Уточнюємо міжосьову відстань в кроках:

(4.7)

4.1.7 Визначення фактичної між осьової відстані:

а = а_рр (4.8)

4.1.8 Визначення ділильних діаметрів зірочок:

ведучої (4.9)

веденої (4.10)

4.1.9 Визначення діаметрів кола виступів зірочок:

ведучої (4.11)

веденої (4.12)

де – коефіцієнт кількості зубів ведучої зірочки; (4.13)

– коефіцієнт кількості зубів ведучої зірочки; (4.14)

λ = - геометрична характеристика зачеплення. (4.15)

4.1.10 Визначення діаметрів кола западин зірочок:

ведучої (4.16)

веденої (4.17)

4.1.11 Визначаю фактичну швидкість ланцюга v, м/с

v= (4.18)

4.1.12 Визначити колову силу, яка передається ланцюгом F_t, H:

F_t = (4.19)

4.1.13 Визначаю попередній натяг ланцюга від провисання веденої гілки (під дією ваги) Н,

F_o = 6·qag · 10^-3 (4.20)

де g – прискорення вільного падіння - 9,81 м/с²

4.1.14 Визначаємо силу тиску ланцюга на вал F_ВП, Н:

F_ВП= k_BF_t+2F_o (4.21)

Таблиця 4.1 Параметри ланцюгової передачі.

Параметр	Значення	Параметр	Значення
Тип ланцюга		Ділильний діаметр ведучої зірочки d_д1
Крок ланцюга, р
Міжосьова відстань а, мм		Ділильний діаметр веденої зірочки d_д2
Кількість ланок ланцюга l_p		Діаметр кола виступів ведучої зірочки d_е1
Кількість зубів ведучої зірочки z₁		Діаметр кола виступів веденої зірочки d_е2
Кількість зубів веденої зірочки z₂		Діаметр кола западин ведучої зірочки d_і1
Сила тиску ланцюга на вал F_ВП,Н		Діаметр кола западин ведучої зірочки d_і2

ПК 5.0505204.ГР.ВАР.01.05 ПЗ

5 ВИЗНАЧЕННЯ НАВАНТАЖЕНЬ ВАЛІВ РЕДУКТОРА

5.1 Визначення сил в зачепленні закритої передачі (конічна прямозуба)

5.1.1 Окружна сила F_t, H:

На колесі:

F_t2=; (5.1)

На шестерні: F_t1= F_t2

5.1.2 Радіальна сила F_r, H:

На шестерні:

F_r1 = F_t1∙γ_r (5.2)

де γ_r - коефіцієнт радіальної сили

γ_r = (0,44 cosδ₁ - 0,7 sin δ₁) (5.3)

На колесі: F_r2= F_a1

5.1.3 Осьова сила F_a, H:

На шестерні:

F_a1 = F_t1∙γ_a = 331 H (5.4)

де γ_a - коефіцієнт радіальної сили

γ_r = (0,44 cos δ₁ + 0,7 sin δ₂) (5.5)

На колесі: F_a2= F_r1

5.1 Визначення сил в зачепленні закритої передачі (циліндрична прямозуба)

5.1.1 Окружна сила F_t, H:

На колесі:

F_t2=; (5.1)

На шестерні: F_t1= F_t2

5.1.2 Радіальна сила F_r, H:

На шестерні:

F_r1 = F_t1∙0,37 (5.2)

На колесі:

F_r1= F_r2(5.3)

5.1.3 Осьова сила F_a, H:

На шестерні:

F_a1 = 0 (5.4)

На колесі:

F_a2-= 0 (5.5)

5.1 Визначення сил в зачепленні закритої передачі (циліндрична косозуба)

5.1.1 Окружна сила F_t, H:

На колесі:

F_t2=; (5.1)

На шестерні: F_t1= F_t2

5.1.2 Радіальна сила F_r, H:

На шестерні:

F_r1 = (5.2)

На колесі:

F_r1= F_r2(5.3)

5.1.3 Осьова сила F_a, H:

На шестерні:

F_a1 = (5.4)

На колесі:

F_a2-= F_a1 (5.5)

5.2 Визначення сил, від відкритої передачі (пасової)

5.2.1 Консольна сила

F_ВП= (5.6)

5.2 Визначення сил, від відкритої передачі (ланцюгової)

5.2.1 Консольна сила

F_ВП= k_BF_t+2F_o (5.6)

Таблиця5.1 Силові навантаження валів

Параметр	Шестерня	Колесо
Колова сила Ft, Н
Радіальна сила Fr, Н
Осьова сила Fa, Н
Сила від відкритої предачіFвп, Н

ПК 5.0505204.ГР.ВАР.01.06 ПЗ

6 Проектний розрахунок валів редуктора.

6.1 Вибір матеріалу валів

Для проектованого редуктора обираємо для виготовлення валів термічно оброблену середньовуглецьову сталь 45 або леговану сталь 40Х, з припустимими напруженнями на крученняτ_К=10...20 Н/мм², причому для швидкохідного вала необхідно призначати менше значення, а для тихохідного відповідно більше.

6.2 Визначення геометричних параметрів ступеней валів (циліндричний редуктор)

УВАГА! Всі отримані значення діаметрів і довжин ступеней необхідно скорегувати до найближчого стандартного значення за таблицею 8.

6.2.1 Швидкохідний вал - шестерня

6.2.1.1 Перша ступінь - під елемент відкритої передачі та напівмуфту:

d_1Ш= (6.1)

l_1Ш = (1,0…1,5) d_1Ш (6.2)

6.2.1.2 Друга ступінь - під ущільнюючу кришку та підшипник:

d_2Ш = d_1Ш + 2t (6.3)

де t - висота бортика (таблиця 17)

УВАГА! Отримане значення діаметру другого ступеню необхідно підкорегувати у відповідності з діаметром внутрішнього кільця підшипника (таблиця 22)

l_2Ш = 1,5 d_2Ш (6.4)

6.2.1.3 Третій ступінь - під шестерню:

d_3Ш = d_2Ш + 3,2r (6.5)

де r - координати фаски підшипника (таблиця 17)

l_3Ш =b₁+2a (6.6)

де a = 10 мм – відстань від краю шестерні до внутрішньої стінки корпуса редуктора.

6.2.1.4 Четвертий ступінь - під підшипник:

d_4Ш = d_2Ш (6.7)

l_4Ш = В (6.8)

де В – ширина підшипника (таблиця 22)

6.2.2 Тихохідний вал – вал колеса

6.2.2.1 Перша ступінь - під зірочку відкритої передачі та напівмуфту:

d_1Т= (6.1)

l_1Т = (1,0…1,5) d_1Т (6.2)

6.2.2.2 Друга ступінь - під ущільнюючу кришку та підшипник:

d_2Т = d_1Т + 2t (6.3)

де t - висота бортика (таблиця 17)

l_2Т = 1,25 d_2Т (6.4)

6.2.2.3 Третій ступінь - під колесо:

d_3Т = d_2Т + 3,2r (6.5)

де r - координати фаски підшипника (таблиця 17)

l_3Т– визначається графічно на ескізній компоновці

6.2.2.4 Четвертий ступінь - під підшипник:

d_4Т = d_2Т (6.6)

l_4Т = В (6.7)

де В – ширина підшипника (таблиця 22)

6.2.2.5 П’ята ступінь - упорна:

d_5Т = d_3Т + 3f (6.8)

де f – величина фаски (таблиця 17)

l_5Т– визначається графічно на ескізній компоновці

Таблиця 6.1 Параметри валів і підшипників редуктора

Швидкохідний вал - шестерня

Тихохідний вал – вал колеса

Підшипник

Внутрішній діаметр d

Зовнішній діаметр D

Ширина B

Діаметр

Довжина

Діаметр

Довжина

d_1Ш

l_1Ш

d_1Т

l_1Т

марка підшипника

d_2Ш

l_2Ш

d_2Т

l_2Т

d_3Ш

l_3Ш

d_3Т

l_3Т

граф.

марка підшипника

d_4Ш

l_4Ш

d_4Т

l_4Т

d_5Ш

l_5Ш

d_5Т

l_5Т

граф.

Рисунок 6.1 Ескізне компонування циліндричного редуктора

6.2 Визначення геометричних параметрів ступеней валів (конічний редуктор)

6.2.1 Швидкохідний вал - шестерня

6.2.1.1 Перша ступінь - під елемент відкритої передачі та напівмуфту:

d_1Ш= (6.1)

l_1Ш = (1,0…1,5) d_1Ш (6.2)

6.2.1.2 Друга ступінь - під ущільнення:

d_2Ш = d_1Ш + 2t (6.3)

де t - висота бортика (таблиця 17)

УВАГА! Отримане значення діаметру другого ступеню необхідно підкорегувати у відповідності з діаметром внутрішнього посадочного отвору манжетного ущільнення (таблиця 24)

l_2Ш = 0,6 d_4Ш (6.4)

6.2.1.3 Третій ступінь - під шестерню:

d_3Ш = d_4Ш + 3,2r (6.5)

де r - координати фаски підшипника (таблиця 17)

l_3Ш =a (6.6)

де a = 8…10 мм – відстань від краю шестерні до внутрішньої стінки корпуса редуктора.

6.2.1.4 Четвертий ступінь - під підшипник:

d_4Ш = d_5Ш + (2…4 мм) (6.7)

УВАГА! Отримане значення діаметру другого ступеню необхідно підкорегувати у відповідності з діаметром внутрішнього кільця підшипника (таблиця 23)

l_4Ш = 2· d_4Ш+ Т (6.8)

де Т – ширина підшипника (таблиця 23)

6.2.1.5 П’ятий ступень - під різьбу:

УВАГА! Діаметр ступеню d_5Ш визначається у залежності від d_2Ш за таблицею, діаметр різьби повинен бути більшим ніж діаметр ступеню d_2Ш

d_5Ш = (6.5)

l_5Ш = 0,4∙ d_4Ш (6.6)

де a = 8…10 мм – відстань від краю шестерні до внутрішньої стінки корпуса редуктора.

6.2.2 Тихохідний вал – вал колеса

6.2.2.1 Перша ступінь - під зірочку відкритої передачі та напівмуфту:

d_1Т= (6.1)

l_1Т = (1,0…1,5) d_1Т (6.2)

6.2.2.2 Друга ступінь - під ущільнюючу кришку та підшипник:

d_2Т = d_1Т + 2t (6.3)

де t - висота бортика (таблиця 17)

УВАГА! Отримане значення діаметру другого ступеню необхідно підкорегувати у відповідності з діаметром внутрішнього кільця підшипника (таблиця 23)

l_2Т = 1,25 d_2Т (6.4)

6.2.2.3 Третій ступінь - під колесо:

d_3Т = d_2Т + 3,2r (6.5)

де r - координати фаски підшипника (таблиця 17)

l_3Т – визначається графічно на ескізній компоновці

6.2.2.4 Четвертий ступінь - під підшипник:

d_4Т = d_2Т (6.6)

l_4Т = Т (6.7)

де Т – ширина підшипника (таблиця 23)

6.2.2.5 П’ята ступінь - упорна:

d_5Т = d_3Т + 3f (6.8)

де f – величина фаски (таблиця 17)

l_5Т – визначається графічно на ескізній компоновці

Таблиця 6.1 Параметри валів і підшипників редуктора

Швидкохідний вал - шестерня Тихохідний вал – вал колеса Підшипник

Внутрішній діаметр d Зовнішній діаметр D Ширина Т

Діаметр Довжина Діаметр Довжина

d_1Ш l_1Ш d_1Т l_1Т марка підшипника

d_2Ш l_2Ш d_2Т l_2Т

d_3Ш l_3Ш d_3Т l_3Т граф. марка підшипника

d_4Ш l_4Ш d_4Т l_4Т

d_5Ш l_5Ш d_5Т l_5Т граф.

Рисунок 6.2 - Ескізне компонування конічного редуктора

ПК 5.0505204.ГР.ВАР.01.07 ПЗ