Число зубів меншою (провідною) зірочки роликового ланцюга:
Число зубів більшою (відомою) зірочки
Вважається, що переважно вибирати непарне число зубів зірочок (особливо малої), що в поєднанні з парним числом ланок ланцюга сприяє більш рівномірному зносу зубів і шарнірів.
Для того, щоб роликовий ланцюг в процесі зношування не стрибає з більшою зірочки, необхідно виконання умови:
Тоді фактичне передавальне число
Попереднє визначення міжосьової відстані.
З міркувань-ям довговічності ланцюга попередньо величину міжосьової відстані будемо приймати в діапазоні а = (30 ... 50) рц. де рц - крок ланцюга мм.
По таблиці 1П.26 [7, стор. 388]:
а) коефіцієнт динамічного навантаження = 1,3 (навантаження змінна);
б) коефіцієнт міжосьової відстані = 1 [для а = (30. 50) pц];
в) коефіцієнт нахилу передачі до горизонту = 1 (передача горизонтальна);
г) коефіцієнт способу регулювання натягу ланцюга = 1,25 (натяг ланцюга не регулюється);
д) коефіцієнт мастила і забруднення передачі = 1 [виробництво без пилу, якість мастила - II (задовільна: густа внутрішарнірное при # 965; <4 м/с,)].
е) коефіцієнт режиму або тривалості роботи передачі протягом доби = 1 (робота в одну зміну).
Тоді коефіцієнт експлуатації:
Число зубів малої зірочки типо-вої передачі приймається тільки (див. Таблицю 1П.27 [7, стор. 389]). Число зубів малої зірочки проектованої передачі Z1 = 23.
Тоді коефі-цієнт числа зубів:
Частота обертання малої зірочки проектованої передачі п1 = 106. Найближча частота обертання малої зірочки типової передачі П01 = 50 (див. Таблицю 1П.31 [7, стр.391]). Тоді коефіцієнт частоти обертаючись-ня:
Розрахункова потужність, що передається однорядною ланцюгом для проектованої передачі:
Найближчою більшою допустимої розрахункової потужністю по табл. 1П.27 [7, стр.389] при Z01 = 25 і n01 = 50 хв -1 є = 19,05 кВт для однорядною ланцюга ПР-19,05-31800 з кроком рц = 19,05 мм.
Визначимо ділильні діаметри зірочок:
Для обмеження шкідливого впливу ударів ланцюга про зуби ведучої зірочки перевіряємо чи не перевищує крок максимальний допустимий (табл.1П.29) [7, стр.391]
При допускається = 50,80 мм, і, отже, ланцюг допускає ще більшу величину.
За табл. 1П.25 [7, стор. 387] при призначаємо для ланцюга густу внутрішарнірное мастило (якість мастила II).
Визначення міжосьової відстані і довжини ланцюга.
а = 40 рц = 40 · 19,05 = 762 мм;
Довжина ланцюга в кроках або число ланок ланцюга
Округляем LP до цілого парного числа, для того, щоб не застосовувати спеціальних сполучних ланок. Тоді Lp = 127 мм.
Для прийнятого значення LP = 127 мм уточнюємо а:
Так як ланцюгова передача працює краще при невеликому провисанні холостий гілки ланцюга, розрахункове міжосьова відстань а зменшують на величину. Тоді приймаємо мм і тоді остаточна величина міжосьового відстані мм.
8. Сили в ланцюгової передачі і вимоги монтажу.
По таблиці 1П.30 [7, стр.391] коефіцієнт провисання ланцюга при горизон-тальному її розташуванні kf = 6.
За табл. 1П.28 [7, стр.390] маса 1 м ланцюга з кроком рц = 19,05 мм со-ставлять 1,9 кг, тобто погонне маса q = 1,9 кг / м.
Натяг ланцюга від сили тяжіння провисаючої веденої гілки
де а = 0,76 м; g = 9,81м / с 2 - прискорення вільного падіння.
Натяг ланцюга від відцентрових сил
Руйнівне навантаження ланцюга з кроком рч = 19,05 мм по табл. 1П.28
Уточнимо розрахунковий коефіцієнт запасу міцності ланцюга
де = 1,3 коефіцієнт динамічного навантаження.
Допустимий коефіцієнт запасу міцності цінуй по таблиці 1П.31 [7, стр.391] [S] = 7,8.
Ланцюг підходить, так як S = 8,326> [S] = 7,8.
Навантаження на вали ланцюгової передачі:
де км = 1,15 - при горизонтальній передачі і куті нахилу передачі <40.
Сила спрямована по лінії, що з'єднує центри зірочок.
РОЗРАХУНОК І КОНСТРУЮВАННЯ ВАЛІВ
а) обертаючі моменти на валах редуктора:; ;
б) електродвигун з'єднується з швидкохідних (вхідним) валом редуктора відкритою клиноремінною передачею, між тихохідним (вихідним) валом редуктора і приводним валом конвеєра встановлена відкрита ланцюгова передача.
Попередній розрахунок швидкохідного (вхідного) вала.
Швидкохідний вал виконаний за одне ціле з конічною шестернею з круговими зубами, що має наступні геометричні розміри:; ; ; ; ;
Відповідно до рекомендацій, викладених в п. 5.1 [1, c.151], конструювання швидкохідного вала редуктора починаємо з визначення діаметра його кінцевої ділянки. При обертального моменту на валу і МПа визначаємо діаметр циліндричного кінця вала, що є його першим ступенем:
За ГОСТ 12080 - 66 на циліндричні кінці валів (табл. 2П. 1 додатка 2П [1, c.399]) приймаємо діаметр кінця валу d = 32 мм і довжину кінця вала l = 58 мм (виконання 2 - короткі). Таким чином, розміри першого ступеня швидкохідного валу:; .
Конструюємо другу сходинку вала. Шків, що встановлюється на циліндричній кінці вала, доводять до упору в буртик діаметром. За табл. 2П.3 додатки 2П [1, c.401] розмір фаски в отворі маточини шківа. Тоді висота буртика вала, необхідна для упору шківа:
При цьому розмір наполегливої паска. що допустимо (k ≥ 1 ... 2 мм). Тоді діаметр буртика для упора шківа:
По ряду Ra40 (табл. 1П.13 додатки 1П [1, c.375]) приймаємо діаметр другого ступеня. Довжина. другого ступеня визначається в залежності від діаметра підшипника.
Визначимо діаметр наступної третього ступеня, на якій виконується різьблення для круглої шлицевой гайки. За табл. 2П.8 додатки 2П [1, c.405] в залежності від приймаємо різьблення М45 × 1,5. Діаметр третього ступеня:. Довжина третього ступеня залежить від діаметра підшипника.
Діаметр четвертій сходинці вала, на якій встановлюються підшипники, приймаємо з умови вільного їх проходження через щабель діаметром. . де - внутрішній діаметр підшипника. За табл. 2П.15 додатки 2П [1, c.414] приймаємо роликовий конічний однорядний підшипник легкої серії 7209А (ГОСТ 27365 - 87) с. Таким чином . Довжину четвертій сходинці визначимо після призначення розмірів п'ятому ступені.
П'ятий ступінь служить в якості буртика (заплечика) для упору підшипника. За табл. 2П. 18 додатка 2П [1, c.419] для обраного роликового конічного підшипника легкої серії 7209А діаметр буртика (заплечика).
Приймаємо. При цьому . Ширина буртика (п'ятому ступені);
Повернемося тепер до визначення довжини четвертій сходинці вала. Цей розмір визначається жорсткістю вала, яка в свою чергу забезпечується певним співвідношенням розмірів. . d і. Однак попередньо визначимо ряд розмірів, які будуть необхідні для перевірки цих співвідношень. маємо:
Для обраного підшипника легкої серії 7209А (ГОСТ 27365 - 87) по табл. 2П.15 додатки 2П [1, c.414]: d = 45 мм; D = 85 мм; Т = 21 мм; з = 16 мм; е = 0,4. Тоді зміщення точки прикладання радіальної реакції від торця підшипника:
Довжина консолі вала з боку шестерні:
Тоді співвідношення розмірів:. що менше діаметра підшипника d = 45 мм; ; . Як розрахунковий відстані. між точками А і В додатка радіальних реакцій приймаємо більше з отриманих значень і. a саме. Тоді відстань між торцями зовнішніх кілець підшипників.
Відстань між підшипниками дозволяє остаточно визначити довжину четвертій сходинці вала:
де - ширина канавки для виходу резьбонарезного інструменту.
Діаметр підшипника дозволяє визначити довжини другої і третьої ступені вала:
Шостий щаблем швидкохідного вала є конічна шестерня, розміри якої були визначені раніше.
Сили на шестірні конічної передачі:. . .
Консольне навантаження на вал від клинопасової передачі.