Розрахунковий крок (шаг) ланцюга визначається за формулою (3.2)
 , (3.2)
Після визначення розрахункового кроку (шагу) ланцюга треба обрати ланцюг за ГОСТ 13568 – 75 (табл. 3.8).
Потім визначається швидкість ланцюга, колова сила, порівнюється тиск в шарнірах ланцюга з уточненим допустимим тиском, який визначається за формулою
 , (3.3)
де [pТАБ] – табличне значення допустимого тиску в шарнірах (табл. 3.7) для обраного за стандартом ланцюга.
Ланцюги приводні роликові однорядні ПР (ГОСТ 13568 – 75).
Таблиця 3.8
t, мм
|
Q, кН
|
q, 
|
AОП, мм2
|
12,7
15,875
19,05
25,4
31,75
38,1
44,45
50,8
|
18,2
22,7
31,8
60,0
88,5
127,0
172,4
226,8
|
0,75
1,0
1,9
2,6
3,8
5,5
7,5
9,7
|
39,6
54,8
105,8
179,7
262
394
473
646
|
Примітка: Приклад позначення ланцюга приводного роликового однорядного з кроком (шагом) t = 19,05 мм та руйнуючим навантаженням Q = 31,8 кН:
ПР – 19,05 – 31,8 ГОСТ 13568 – 75
|
 узгоджується з обраною раніше кількістю ланок у міжосьовій відстані (див. формулу 3.1, коеф. Ка). Рекомендується вибирати в межах at = 30…50.
Розраховану кількість ланок ланцюга необхідно заокруглити до парного числа.
При визначенні сили від провисання Ff значення коефіцієнту kf залежить від кута нахилу ланцюга до горизонталі. Коефіцієнт обирається згідно табл. 3.9.
Значення коефіцієнту kf .
Таблиця 3.9
Розташування передачі
|
kf
|
Горизонтальне (0°)
|
6,0
|
Похиле (~ 45°)
|
1,5
|
Вертикальне (90°)
|
1,0
|
Розрахувавши параметри передачі, необхідно перевірити обраний ланцюг на міцність, визначивши коефіцієнт безпеки s (формула 3.4), та порівнявши його з допустимим значенням [s] (табл. 3.10).
Коефіцієнт безпеки
 , (3.4)
Умова міцності має вигляд
 , (3.5)
Нормативні коефіцієнти безпеки [s] приводних роликових ланцюгів серії ПР .
Таблиця 3.10
п3, 
|
Крок (шаг) ланцюга t, мм
|
12,7
|
15,875
|
19,05
|
25,4
|
31,75
|
38,1
|
44,45
|
50,8
|
50
100
300
500
750
1000
1250
|
7,1
7,3
7,9
8,5
9,3
10,0
10,6
|
7,2
7,4
8,2
8,9
10,0
10,8
11,6
|
7,2
7,5
8,4
9,4
10,7
11,7
12,7
|
7,3
7,6
8,9
10,2
12,0
13,3
14,5
|
7,4
7,8
9,4
11,0
13,0
15,0
-
|
7,5
8,0
9,8
11,8
14,0
-
-
|
7,6
8,1
10,3
12,5
-
-
-
|
7,6
8,3
10,8
-
-
-
-
|
У пояснювальній записці курсового проекту доцільно показати ескіз ланцюгової передачі із вказаними основними розмірами.
Приклад підбирання та розрахунку приводного однорядного ланцюга серії ПР наведений у додатку 1.
4. Проектний розрахунок валів редуктора.
Проектний розрахунок валів полягає у визначенні діаметрів їх вихідних кінців за пониженими напруженнями на кручення. Діаметр вихідного кінця валу визначається за формулою 4.1.
 , мм (4.1)
де T – крутний момент, який передає вал, Нмм;
[τ] – знижені допустимі дотичні напруження,  .
Понижені допустимі напруження для проектного розрахунку валів рекомендується приймати згідно з рекомендаціями табл. 4.1.
Понижені допустимі напруження для проектного розрахунку валів.
Таблиця 4.1
Особливості монтажу валу
|
Допустимі напруження, .
|
На вихідному кінці валу встановлена муфта.
|
25
|
На вихідному кінці валу встановлена деталь передачі.
|
20
|
Якщо на вихідному кінці валу є шпонкова канавка, то його діаметр треба збільшити на 8…10%.
Отриманий результат необхідно заокруглить до найближчого більшого значення згідно зі стандартним рядом Ra40 (табл. 4.2).
Вали редукторів виготовляються ступеньчастими з метою зручності складання та розбирання вузлів валів. Діаметри ступеней валів повинні відрізнятися їх розмірами. Наприклад діаметр під підшипник вибирається більшим за діаметр вихідного кінця, а діаметр під зубчате колесо – більший за діаметр під підшипник.
Стандартний ряд Ra40, ГОСТ 6636-69.
Таблиця 4.2
Стандартний ряд Ra40
|
10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 33; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130; далі через 10 мм
|
При конструюванні валів слід враховувати, що розмір діаметра в місці посадки підшипників повинен бути кратним 5. При цьому допускається вибір розміру 35 мм, який відсутній у ряді Ra40.
В пояснювальній записці курсового проекту доцільно показати ескізи валів редуктора із вказаними розрахованими (та обраними конструктивно) діаметрами.
Приклад попереднього розрахунку валів редуктора наведений у додатку 1.
Приклад виконання робочого креслення валу веденого наведений у додатку 3.
5. Конструктивні розміри шестерні та колеса.
При невеликих розмірах шестерні зубчатої передачі доцільно виготовляти ведучій вал редуктора разом (заодно) з шестернею.
Орієнтовно розміри стального циліндричного зубчатого колеса можна визначити за наступними формулами.
Діаметр маточини, мм
 , (5.1)
де dк2 – діаметр вала в місці посадки зубчатого колеса, мм.
Довжина маточини, мм
 , (5.2)
Товщина обода, мм
 , (5.3)
Товщина обода за умови технологічності виготовлення повинна бути не менше 8 мм.
Товщина диска, мм
 , (5.4)
Отримані значення необхідно округлити до найближчого значення згідно зі стандартним рядом Ra40 (табл. 4.2).
Для полегшення конструкції та економії матеріалу у дисках коліс передбачаються отвори. Їх діаметр повинен складати не менше 20 мм. У тому випадку, якщо отвори такого діаметру зробити не можна, то їх не роблять.
В пояснювальній записці курсового проекту доцільно показати ескізи шестерні та зубчатого колеса із вказаними розрахованими та обраними розмірами.
Приклад розрахунку конструктивних елементів циліндричного колеса наведений у додатку 1.
Приклад виконання робочого креслення циліндричного колеса наведений у додатку 3.
6. Конструктивні розміри корпусу редуктора.
Орієнтовно розміри корпуса і кришки редуктора можна визначити за наступними формулами.
Товщина стінок корпусу, мм
 , (6.1)
Товщина стінок кришки, мм
 , (6.2)
Товщина стінок корпуса і кришки за умови технологічності виготовлення повинна бути не менше 8 мм.
Товщина фланців поясів корпуса і кришки, мм:
верхнього пояса корпуса і пояса кришки
 , (6.3)
пояса кришки
 , (6.4)
нижнього поясу корпуса
 , (6.5)
Отримані значення необхідно округлити до найближчого значення згідно зі стандартним рядом Ra40 (табл. 4.2).
Діаметри болтів: фундаментних
 , (6.6)
з’єднуючих кришку з корпусом біля підшипників
 , (6.7)
з’єднуючих кришку з корпусом
 , (6.8)
Отримані значення необхідно округлити до найближчого значення згідно з ГОСТ 9150 – 59 (табл. 6.1).
Різьба метрична, ГОСТ 9150 – 59 (зі скороченнями).
Таблиця 6.1
Діаметр різьби з крупним кроком (шагом)
|
3; 3,5; 4; 4,5; 5; 6; 7; 8; 9; 10; 11; 12; 14; 16; 18; 20; 22; 24; 27; 30
|
Ширина фланців нижнього пояса корпусу (К1) верхнього пояса корпусу і пояса кришки біля підшипників (К2) верхнього пояса корпусу і пояса кришки (К3) (від внутрішньої стінки редуктора) приймається в залежності від діаметрів болтів на відповідних фланцях згідно з рекомендаціями табл. 6.2.
, (6.3)
пояса кришки
, (6.4)
Ширина фланців поясів корпусу і кришки.
Таблиця 6.2
Діаметр болтів, мм
|
6
|
8
|
10
|
12
|
14
|
16
|
18
|
20
|
К1, К2, К3 мм
|
30
|
32
|
36
|
41
|
44
|
48
|
52
|
56
|
7. Ескізна компоновка редуктора.
Компоновочне креслення редуктора призначене для приблизного визначення положення зубчатих коліс і зірочки ланцюгової передачі відносно до опор валів для наступного визначення реакцій опор, підбору підшипників і перевірочного розрахунку валів.
Ескізна компоновка редуктора виконується в одній проекції – розріз по осях валів при знятій кришці редуктора, в масштабі 1:1 на форматі А3. Рекомендується виконання компоновочного креслення на міліметровому папері.
При виконанні креслення потрібно користуватись наступними рекомендаціями.
Зазор між торцем маточини або шестерні (в залежності від того, яка з цих деталей більше віддаляється від лінії симетрії шестерні та колеса) і внутрішньою стінкою редуктора 10 мм.
Зазор між вершинами зубів шестерні та колеса і внутрішньою стінкою редуктора 15 мм.
Необхідно попередньо обрати тип і серію підшипників. При використанні циліндричної косозубої передачі рекомендується призначати радіально-упорні роликові конічні підшипники легкої серії згідно з ГОСТ 333-79 (табл. 8.1). Підшипники обираються за відповідним діаметром вала під підшипник dn, який повинен співпадати з діаметром внутрішнього кільця підшипника d за табл. 8.1.
При установці конічних радіально-упорних підшипників та наступному визначенні плечей діючих сил потрібно пам'ятати, що точка прикладання радіальних сил зміщена на відстань “ап” від торця підшипника
 , (7.1)
Розмір l2 від осі колеса до точки прикладання реакцій опор і розмір l3 між точкою реакції опори і серединою маточини зірочки визначається шляхом заміру на ескізній компоновці.
8. Перевірка довговічності підшипників.
Для визначення довговічності підшипників необхідно попередньо визначити реактивні сили, які діють в місці встановлення підшипників на вал. Для цього вал розглядають як двохопорну балку. На балку (вал) діють сили в зубчатому зачепленні та сили, що виникають в ланцюговій (або пасовій) передачі. Реакції розраховуються в горизонтальній та вертикальній площинах за методами статики. На підшипники діють сумарні реакції, які є геометричною сумою горизонтальних та вертикальних реакцій.
Дані для розрахунків довговічності радіально-упорних конічних підшипників вибираються з ГОСТ 333–79 (табл. 8.1).
Після визначення осьових складових реакцій у роликових радіально-упорних підшипниках розраховуються їх осьові навантаження за формулами у табл. 8.2.
Потім розрахунки ведуться паралельно для обох підшипників з метою визначення того підшипника, який більш навантажений.
По відношенню  визначається, чи слід враховувати осьову силу при розрахунку еквівалентного навантаження. Якщо відношення менше коефіцієнта осьового навантаження е (табл. 8.1), то осьова сила не враховується, якщо відношення менше коефіцієнта осьового навантаження е – осьова сила враховується. У відповідності від цього вибираються розрахункові коефіцієнти згідно з табл. 8.3.
Еквівалентне навантаження на підшипник визначається за формулою
 , (8.1)
де X, Y – коефіцієнти, відповідно радіального та осьового навантаження, табл. 8.3;
V – коефіцієнт обертання кільця, табл. 8.4;
Кδ – коефіцієнт безпеки, табл. 8.5;
КТ – температурний коефіцієнт, табл. 8.6.
Роликові підшипники конічні однорядні, ГОСТ 333 – 79
(зі скороченнями).
Таблиця 8.1
|
Умовне позначення
|
d
|
D
|
T
|
C
|
e
|
Y
|
мм
|
кН
|
7203
7204
7205
7206
7207
7208
7209
7210
7211
7212
|
17
20
25
30
35
40
45
50
55
60
|
40
47
52
62
72
80
85
90
100
110
|
13,25
15,25
16,25
17,25
18,25
19,25
20,75
21,75
22,75
23,75
|
14,0
21,0
24,0
31,5
38,5
46,5
50,0
56,0
65,0
78,0
|
0,31
0,36
0,36
0,36
0,37
0,38
0,41
0,37
0,41
0,35
|
1,97
1,67
1,67
1,64
1,62
1,56
1,45
1,60
1,46
1,71
|
7304
7305
7306
7307
7308
7309
7310
7311
7312
|
20
25
30
35
40
45
50
55
60
|
52
62
72
80
90
100
110
120
130
|
16,25
18,25
20,75
22,75
25,25
27,25
29,25
31,5
33,5
|
26
33
43
54
66
83
100
107
128
|
0,30
0,36
0,34
0,32
0,28
0,28
0,31
0,33
0,30
|
2,03
1,67
0,78
1,38
2,16
2,16
1,94
1,80
1,97
|
Формули для розрахунку осьових навантажень.
Таблиця 8.2
Умови навантаження
|
Осьові навантаження
|
 ;
|
 ;
|
 ;
|
 ;
|
 ;
|
Значення коефіцієнтів X та Y для однорядних радіально-упорних роликових підшипників.
Таблиця 8.3
|
|
X
|
Y
|
X
|
Y
|
1
|
0
|
0,4
|
По ГОСТ 333-79 (табл. 8.1)
|
Коефіцієнт обертання кільця V.
Таблиця 8.4
Кільце підшипника, що обертається
|
Коефіцієнт обертання кільця V
|
Внутрішнє
|
1
|
Зовнішнє
|
1,2
|
Після визначення еквівалентного навантаження Fe розраховується на довговічність той підшипник, у якого більше це навантаження. Розрахункова довговічність у мільйонах обертів визначається за формулою, млн.об.
 , (8.2)
або
 , (8.3)
Коефіцієнт безпеки Кδ.
Таблиця 8.5
Характер навантаження
|
Кδ
|
Приклади використання
|
Спокійне без поштовхів
|
1,0
|
Ролики стрічкових конвеєрів
|
Легкі поштовхи, короткочасні перевантаження до 125%
|
1,0...1,2
|
Прецизійні зубчасті передачі, металорізальні верстати (крім стругальних і довбальних), блоки, легкі вентилятори
|
Помірні поштовхи, вібраційне навантаження, короткочасне перевантаження до 150%
|
1,3...1,5
|
Букси рейкового рухливого складу, зубчасті передачі 7-й і 8-й ступенів точності, редуктори всіх конструкцій, гвинтові конвеєри
|
Те ж в умовах підвищеної надійності
|
1,5...1,8
|
Центрифуги, потужні електричні машини, енергетичне обладнання
|
Температурний коефіцієнт КТ.
Таблиця 8.6
Робоча температура підшипника, С˚
|
≤100
|
125
|
150
|
175
|
200
|
225
|
Температурний коефіцієнт КТ
|
1,0
|
1,05
|
1,15
|
1,25
|
1,35
|
1,40
|
Розрахункова довговічність у годинах визначається за формулою, год.
 , (8.4)
Для зубчатих редукторів ресурс роботи за ГОСТ 16162 – 85 може перевищувати 36000 год. (такий ресурс роботи самого редуктора), але повинен бути не менше 10000 год. (мінімально допустима довговічність за умови заміни підшипників при ремонті редуктора).
Приклад перевірочного розрахунку підшипників веденого валу наведений у додатку 1.
9. Перевірка міцності шпонкових з’єднань.
Для з’єднання валу з деталями, що передають обертальній рух, зручно використовувати призматичні шпонки зі сталей 45, Ст6 тощо. Призматичні шпонки обираються згідно з ГОСТ 23360 – 78 (табл. 9.2) в залежності від діаметру вала. Довжина шпонки приймається менше довжини маточини з табл. 9.2.
Шпонку перевіряють за деформацією зминання. Умова міцності при цьому має такий вигляд:
 , (9.1)
де σзм – напруження зминання, ;
|