Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора определяются:

- расположением плоскости разъема редуктора;

- расположением подшипниковых бобышек в корпусе (крышке) редуктора

В корпусе редуктора размещаются детали зубчатых передач. При его конструировании должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов. Корпус обычно выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов. Материал корпуса редуктора чугун СЧ10 или СЧ15.

Толщина стенок корпуса и крышки:

	(54)
	(55)

Округляем d и d₁ до целого числа.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и крышки пояса:

	(56)
	(57)

нижнего пояса корпуса:

(58)

Округляем P до целого числа.

Диаметры болтов:

- фундаментных:

(59)

- крепящих крышку к корпусу у подшипников:

(60)

- соединяющих крышку с корпусом:

(61)

По полученным значениям d₁, d₂, d₃ назначаем метрическую резьбу из следующих значений: М8, М10, М12, М16, М20, М24.

6. Расчет цепной передачи

В основу расчета цепных передач положено условие, по которому можно вести проверочный расчет передачи [4, с. 214]:

(62)

Для расчета принимаем в качестве примера исходные данные: N=12,7 кВт - передаваемая мощность, w₂=20,3 рад/с - угловая скорость ведомого вала редуктора, w₃=6,5 рад/с - угловая скорость приводного барабана.

Определяем передаточное отношение цепной передачи по формуле [4 c.206]:

,

(63)

где w₂ – угловая скорость ведомого вала редуктора, рад/с;

   w₃ – угловая скорость приводного барабана, рад/с.

Выбираем число зубьев меньшей звездочки в зависимости от передаточного числа по формуле [4, c.213]:

z₃=29-2×3=23.

Принимаем z₃=23.

Тогда число зубьев ведомой звездочки определяем по формуле [4, c.213]:

z₄=3×23=69.

Принимаем z₄=69 < z_max=80.

Пользуясь рекомендуемыми значениями угловой скорости меньшей звез­дочки, приведенными в приложении 10 [4, c.209], выбираем предположительное значение шага цепи t=44,45 мм, необходимое для выбора в дальнейшем допускаемого значения среднего давления в шарнирах.

Расчетное значение шага цепи определяем по формуле [4, c.213]:

(66)

где K – коэффициент эксплуатации;

Т – вращающий момент, Нм;

[р] – среднее давление в шарнирах, МПа;

m – число рядов цепи, m=1.

Определяем коэффициент эксплуатации [4, c.213]:

где

K₁ – коэффициент динамичности нагрузки (при плавно изменяющейся нагрузке, при спокойной нагрузке K₁=1, при толчках K₁=1,2…1,5, при сильных ударах K₁=1,8). K₁=1;

K₂ – коэффициент, учитывающий межосевое расстояние (K₂=1 при а=(30…50)t, K₂=1,25 при а<30t; K₂=0,9 при а>50t). K₂=1,25;

K₃ – коэффициент, учитывающий способ смазывания (при непрерывном смазывании K₃=0,8, при капельном K₃=1, при периодическом смазывании K₃=1,5); K₃=1

K₄ – коэффициент режима работы (односменная K₄=1, двухсменная K₄=1,25, трехсменная K₄=1,45); K₄=1,25

K₅ – коэффициент, учитывающий наклон межосевой линии к горизонту (при угле наклона передачи к горизонту ≤70^° K₅=1, >70^° K₅=1,25, так как при вертикальном расположении передачи увеличивается давление в шарнирах за счет массы цепи); K₅=1

K₆ – коэффициент монтажа передачи (передвигающиеся опоры K₆=1, при наличии оттяжных звездочек или нажимных роликов K₆=1,15, нерегулируемое натяжение K₆=1,25). K₆=1,15

K= 1 ×1,25 ×1 ×1,25 ×1 ×1,15=1,8

По приложению 11 [4, с.211] интерполяцией определяем допускаемое значение среднего давления в шарнирах (при ω₂=20,3 рад/с и предположительном шаге t=44,45мм), тогда

[р]=25,8 МПа.

Т – вращающий момент; Т=Т₂=625 × 10³ Н×мм;

z₃ – число зубьев меньшей звездочки; z₃=23;

т – число рядов цепи; т=1.

Подставим полученные значения всех величин в формулу (66) и произведем расчет:

 м = 53,08 мм.

Окончательно принимаем ближайший больший стандартный шаг цепи по приложению 10 [4, с. 209] t=44,45 мм и выбираем по стандарту роликовую цепь нормальной серии ПР-44,45-17240, с шагом 44,45 мм и разрушающей нагрузкой Q=172,40 kH, массой 1 м цепи q=7,5 кг, площадью проекции опорной поверхности шарнира А_оп=4,73 см² [2 с.32].

Определим число звеньев цепи, учитывая межосевое расстояние а=1250 мм, по формуле [4, с. 213]:

(68)

принимаем четное число звеньев z_ц=112.

Определим длину цепи по формуле [4, с. 214]:

L=112×44,45=4978 мм

Окончательное межосевое расстояние [4, с. 214]:

(70)

так как передача регулируемая, то необходимое провисание цепи будет обеспечено за счет регулировки межосевого расстояния в пределах (0,002…0,004) ×а ≈ (2…3) мм; допускаемая стрела провисания равна 0,02а ≈26 мм.

Определим скорость движения цепи [4, с. 214]:

(71)

м/с

Определим натяжение ведущей ветви цепи по формуле [4, с. 214]:

где F_t- окружная сила [4, с. 214]:

где N-передаваемая мощность;

u-скорость движения цепи;

F_t=3848.5H;

F_q- натяжение от провисания ведомой ветви цепи [4, с. 214]:

где k_f-коэффициент провисания цепи, для горизонтальной передачи k_f=6 [4, с. 212];

q –масса одного метра цепи;

g – ускорение свободного падения;

а – межосевое расстояние,

тогда F_q=6×7,5×9,8×1281×10^-3=564.9 Н;

F_u- натяжение от центробежных сил [4, с. 212]:

где q- масса 1 м цепи;

u- скорость движения цепи;

F_υ=7,5×3.3²=81.675

Подставим полученные значения в формулу (72):

F₁=3848.5+564.9+81.675=4495 Н

Так как разрушающая нагрузка Q=172.40 кН, то цепь работает с запасом прочности [4, с. 214]:

(76)

,

что выше допускаемых значений коэффициента запаса прочности цепи [S_ц]=10…20.

Определяем среднее давление в шарнире по формуле (62):

,

где К- коэффициент эксплуатации;

F_t- окружная сила;

А_оп- площадь проекции опорной поверхности шарнира;

[P] –среднее давление в шарнирах, [P]=25,8 МПа. Подставим полученные значения в формулу (62) и определим среднее давление в шарнире:

МПа>25.8МПа.

Определим нагрузку на валы:

R=1.15×3848.5=4425.8 H