Numărul de dinți ai pinionului mai mic (de vârf) al lanțului de role:
Numărul de dinți ai pinionului mai mare (condus)
Se crede că este preferabil să se aleagă un număr impar de dinți ai pinionului (în special scăzută), care, în combinație cu un număr par de zale contribuie la o uzură mai uniformă a dinților și balamalele.
Pentru a vă asigura că lanțul de rotire nu coboară de pe un pinion mai mare în timpul procesului de uzură, este necesar să satisfaceți condiția:
Apoi, raportul efectiv de transmisie
Determinarea preliminară a distanței interaxiale.
Conform motivelor pentru longevitatea lanțului, mai întâi presupunem valoarea distanței interaxiale în intervalul a = (30 ... 50) buc. unde p, este lungimea lanțului mm.
Conform tabelului 1P.26 [7, p. 388]:
a) factorul de încărcare dinamic = 1,3 (variabilă de sarcină);
b) coeficientul distanței interaxiale = 1 [pentru a = (30.50) pc];
c) panta transmisiei la orizont = 1 (transmisie orizontală);
d) coeficientul metodei de reglare a tensiunii lanțului = 1,25 (tensiunea lanțului nu este reglabilă);
e) raportul de lubrifiere și transmisie = 1 [producție fără praf, calitate lubrifiere - II (satisfăcătoare: cu articulație groasă # 965; <4 м/с,)].
e) factorul modului sau durata transmisiei în timpul zilei = 1 (lucrul într-o schimbare).
Apoi, factorul de operare:
Numărul de dinți al unui pinion mic al unei unelte tipice este acceptat (vezi tabelul IP.27 [7, pagina 389]). Numărul de dinți ai pinionului mic al uneltei planificate Z1 = 23.
Apoi, coeficientul numărului de dinți:
Frecventa de rotatie a asteriscului mic al transmisiei proiectate este n1 = 106. Cea mai apropiată frecvență de rotire a unui asterisc mic de o transmisie tipică este n01 = 50 (vezi Tabelul 1P.31 [7, p.391]). Apoi, frecvența coeficientului de rotație:
Puterea estimată transmisă de un circuit cu un singur rând pentru transmisia proiectată:
Cea mai mare capacitate de proiectare cea mai apropiată este prezentată în tabel. 1P.27 [7 str.389] când Z01 = N01 = 25 și 50 min -1 este = 19,05 kW pentru un singur lanț rând PR 19,05-31800 incrementează pq = 19,05 mm.
Definiți diametrele de separare ale asteriscurilor:
Pentru a limita efectul dăunător al impactului lanțului asupra dinților roții motoare, verificăm dacă pasul maxim admis depășește treapta (tabelul 1P.29) [7, p.391]
Dacă este permis = 50,80 mm și, în consecință, lanțul admite o valoare și mai mare.
Conform tabelului. 1P.25 [7, p. 387] atunci când se atribuie circuitului o lubrifiare groasă în interior a balamalei (calitatea lubrifiantului II).
Determinarea distanței și a lungimii lanțului.
a = 40 buc = 40 ° 19,05 = 762 mm;
Lungimea lanțului în pași sau numărul de lanțuri
Transformăm LP până la un număr par, pentru a nu folosi legături speciale de conectare. Apoi Lp = 127 mm.
Pentru valoarea acceptată LP = 127 mm, specificăm:
Deoarece mecanismul de lanț funcționează mai bine cu o ușoară îndoire a ramificației inerte a lanțului, distanța de interacțiune estimată a este redusă cu o valoare. Apoi luați mm și apoi distanța finală dintre axe mm.
8. Forțează cerințele de transmisie și de montare a lanțului.
Conform tabelului 1P.30 [7, p.391], coeficientul de înclinare a lanțului în poziția sa orizontală este kf = 6.
Conform tabelului. 1P.28 [7, p.390], masa unui lanț de 1 m cu un pas de pw = 19,05 mm este de 1,9 kg, adică greutatea în circulație q = 1,9 kg / m.
Tensiunea lanțului de la forța gravitațională a ramificației conduse
unde a = 0,76 m; g = 9,81 m / s 2 - accelerația gravitației.
Lanțurile de tensiune ale forțelor centrifuge
Sarcina de rupere a lanțului cu pasul p = 19,05 mm conform tabelului. 1P.28
Să specificăm factorul de siguranță estimat al rezistenței lanțului
unde = 1,3 este coeficientul de încărcare dinamică.
Factorul de siguranță admis este estimat în conformitate cu tabelul 1P.31 [7, p.391] [S] = 7.8.
Lanțul este potrivit, deoarece S = 8,326> [S] = 7,8.
Încărcați pe arborii de lanț:
unde km = 1,15 - cu transmisie orizontală și unghi de înclinare a transmisiei <40.
Forța este îndreptată de-a lungul liniei care leagă centrele stelelor.
CALCULAREA ȘI CONSTRUCȚIILE UNELTELOR
a) cuplul pe arborele roții dintate; ;
b) motor electric de mare viteză conectat la unitatea curea deschisă (intrare) reductor ax, între viteză redusă (ieșire) arborelui cutiei de viteze și arborele de antrenare al unității transportorului cu lanț este setat deschis.
Calcul preliminar al arborelui de mare viteză (de intrare).
Arborele de mare viteză este realizat dintr-o singură bucată cu o roată conică cu dinți circulari, având următoarele dimensiuni geometrice: ; ; ; ;
În conformitate cu recomandările menționate la punctul 5.1 [1, c.151], proiectarea arborelui cutiei de viteze de mare viteză începe cu determinarea diametrului secțiunii sale de capăt. Cu un cuplu pe ax și pe MPa, determinăm diametrul capătului cilindric al arborelui, care este prima sa etapă:
GOST 12080-66 pe capetele axului cilindric (.. Tabelul 1 2P 2P aplicații [1, c.399]) acceptă capătul diametrului arborelui d = 32 mm, iar lungimea arborelui final l = 58 mm (tip 2 - scurt). Astfel, dimensiunile primei etape a arborelui de mare viteză: .
Construim al doilea stadiu al arborelui. Șaiba, montată pe capătul cilindric al arborelui, este oprită în diametrul gulerului. Conform tabelului. 2P.3 din anexa 2П [1, c.401] dimensiunea teșiturii în orificiul butucului roții. Apoi, înălțimea umărului arborelui, care este necesară pentru stopul roții:
În acest caz, dimensiunea centurii de siguranță. care este permisă (k ≥ 1 ... 2 mm). Apoi, diametrul talonului pentru opritorul roții:
Pe rândul lui Ra40 (tabelul 1 din 13 din apendicele 1П [1, c.375], luăm diametrul celei de-a doua etape. Lungime. A doua etapă este determinată în funcție de diametrul rulmentului.
Determinați diametrul etapei a treia, pe care se execută firul pentru piulița rotundă. Conform tabelului. 2P.8 din anexa 2П [1, c.405], în funcție de care luăm firul M45 × 1.5. Diametrul etapei a treia :. Lungimea etapei a treia depinde de diametrul rulmentului.
Diametrul celei de a patra etape a arborelui, pe care sunt montate rulmenții, este luat din starea de trecere liberă printr-o treaptă cu un diametru. . unde este diametrul interior al rulmentului. Conform tabelului. 2P.15 cerere 2P [1, c.414] accepta un singur rând cu role conice lumina rulment seria 7209A (GOST 27365-87), p. În acest fel. Lungimea celui de-al patrulea pas va fi determinată după atribuirea dimensiunilor etapei a cincea.
Cea de-a cincea etapă servește drept umăr (umăr) pentru oprirea lagărului. Conform tabelului. 2P. 18 din anexa 2P [1, c.419] pentru rulmentul conic rulant selectat de seria ușoară 7209A, diametrul umărului (umărului).
Acceptăm. În acest caz. Lățimea gulerului (al cincilea pas);
Să revenim acum la determinarea lungimii celei de-a patra etape a arborelui. Această dimensiune este determinată de rigiditatea arborelui, care la rândul său este asigurată de un anumit raport de dimensiuni. . d și. Cu toate acestea, determinăm mai întâi numărul de dimensiuni care vor fi necesare pentru a verifica aceste relații. Avem:
Pentru rulmentul de greutate redus 7209A (GOST 27365 - 87) conform tabelului. 2P.15 din anexa 2П [1, c.414]: d = 45 mm; D = 85 mm; T = 21 mm; s = 16 mm; e = 0,4. Apoi deplasarea punctului de aplicare al reacției radiale de la fața finală a lagărului:
Partea axului axului arborelui:
Apoi, rapoartele de mărime :. care este mai mică decât diametrul lagărului d = 45 mm; ; . Ca distanța calculată. între punctele A și B ale aplicării reacțiilor radiale luăm cea mai mare dintre valorile obținute de u. un mod precis. Apoi, distanța dintre capetele inelului exterior al lagărului.
Distanța dintre rulmenți face posibilă determinarea în final a lungimii celei de-a patra etape a arborelui:
unde este lățimea canelurii pentru ieșirea sculei filetate.
Diametrul lagărului permite determinarea lungimilor treptelor a doua și a treia:
A șasea treaptă a arborelui de mare viteză este o treaptă conică, ale cărei dimensiuni au fost determinate mai devreme.
Forțe pe roata dințată:. . .
Sarcina consolei de pe arborele de pe unitatea cu curea trapezoidală.
Trimiteți-le prietenilor: