2.5. Розрахунок відкритої передачі

Орієнтовне значення кількості зубів ведучої зірочки z3 = 29 − 2 u2 = 29 − 2 1,765 = 25,47 ,

де T1 – крутний момент на валу ведучої зірочки, Т3 = 181,36 103 Нмм; рспadm -

допустимий тиск у шарнірах ланцюга, pспadm = 27,35 МПа, так як крок ланцюга на даному етапі розрахунку невідомий задаємося діапазоном значень t = 19,05…25,04 мм і визначаємо методом інтерполяції (табл.6.12); z1 – число

зубців ведучої зірочки; m – число рядів ланцюга, вибираємо m = 1. Вибираємо роликовий ланцюг ПР-25,4 - 6000 ГОСТ 13568-75 (табл.В2,

додаток В) з параметрами: t = 25,4 мм; Fрн = 60 кН. Швидкість ланцюга

Орієнтовно призначаємо міжосьову відстань передачі a′ = (30...50) t = (30...50) 25,4 = 762...1270 мм.

Вибираємо а′= 1000 мм. Число ланок ланцюга

Отримане значення округляємо до цілого парного числа, w = 114.

316

Розрахункова міжосьова відстань

Розрахункове навантаження ланцюга.

F = Ft KE ,

де КЕ – коефіцієнт експлуатації (див. формулу 6.38).

K E = KдKa Kγ K зK p =1,3 1 1 1,5 1 =1,95 ,

де Кд – коефіцієнт динамічності навантаження (з поштовхами - Кд=1,3); Ка – коефіцієнт впливу довжини ланцюга (при а=(30…50)t - Ка=1); Kγ - коефіці-

єнт нахилу міжцентрової лінії до горизонту (при γ < 700 - Kγ =1); Кз – кое-

фіцієнт умови змащування (при крапельній системі Кз=1,5); Кр – коефіцієнт режиму роботи (при однозмінній - Кр=1).

317

Розрахунок шарнірів ланцюга на стійкість проти спрацювання.

Стійкість ланцюга проти спрацювання оцінюють за умовою

рспadm - допустимий тиск у шарнірі за умови стійкості проти спрацювання, МПа; В – довжина втулки, мм; d – діаметр валика, мм; Kт – коефіцієнт, що враховує число рядів ланцюга ( Kт = 1,0 – для однорядного).

Розрахунок пластин ланцюга на втому. Стійкість пластин ланцюга проти втомного руйнування визначається за формулою (6.50)

деK z - коефіцієнт, який враховує вплив на втомну міцність пластин числа зубців ведучої зірочки,

Kz =12 z1 =12 25 =1,308;

Kh - коефіцієнт, який враховує вплив на втомну міцність пластин строку служби h, год,

Kh =114 h =114 10000 =1,956 ;

Kt - коефіцієнт, який враховує вплив кроку ланцюга на втомну міцність пластин (показник кореня беруть: k=24 – для ланцюгів з кроком t≤25,4 мм),

де Fрн – руйнівне навантаження, Fрн = 60000 Н; Ft max – максимальне ко-

роткочасно діюче навантаження; Smin =5 – запас міцності ланцюга.

Максимальне короткочасно діюче навантаження визначають з врахуванням коефіцієнта перевантаження Kn . Для тихохідних передач

Ft max =Kn Ft = 2 1790 = 3580 Н.

Сила, яка діє на вали передачі

R 1,15Ft =1,1 1790 =1969 Н.

Розміри маточини ведучої зірочки:

діаметр маточини dМ3 =1,6d2 =1,6 40 = 64 мм;

довжина маточини lМ3 = (1,2...1,6)d2 = (1,2...1,6) 40 = 48...64 мм; приймаємо lМ3 = 60 мм.

2.6 Підбір підшипників і ескізна компоновка редуктора

При передачі навантаження, у зоні зачеплення конічної передачі, діє сила, яка розкладається на колову, радіальну і осьову складові. Тому в опорах валів необхідно поставити підшипники, які здатні сприймати такі навантаження. Отже, для опор валів підбираємо роликові радіально-упорні конічні підшипники. Розміри підшипників вибираємо з табл. Г.5 (додаток Г) за діаметром вала у місці встановлення підшипників.

При установці роликових радіально-упорних конічних підшипників точки прикладання радіальних реакцій зміщуються на величину (див.

розд.8.7):

Ескізна компоновка редуктора необхідна для визначення положення

зубчастих коліс відносно опор, довжин ділянок валів, реакцій в опорах і розрахунку підшипників. Порядок виконання компоновочного креслення наведено в розділі 10.8, розміри відстаней – згідно табл.10.44 .

Компоновочне креслення виконаємо в одній проекції з горизонтальним розрізом по осях валів (рис.2.4, 2.5, 2.6). Викреслюємо в тонких лініях у масштабі 1:1 на міліметровому папері.

319

На початку визначимо основні конструктивні розміри стального ко-

леса.

Зубчасте колесо коване. Діаметр маточини колеса

dМ2 =1,6 dK 2 =1,6 55 = 88 мм,

приймаємо dМ2 = 88 мм. Довжина маточини колеса

lМ 2 = (1,2...1,5)dK 2 = (1,2...1,5) 55 = 66...82,5 мм,

приймаємо lМ2 = 70 мм. Товщина обода

δ = (3...4) mе = (3...4) 3,5 =10,5...14 мм,

приймаємо δ = 12 мм. Товщина диска

C = (0,1...0,17) Rе = (0,1...0,17) 139,47 =13,95...23,71 мм,

приймаємо С = 20 мм. Внутрішній діаметр обода

D0 = 2(Re −1,25b)sinδ2 = 2(139,47 −1,1 37,66) sin 72,470 =186,98 мм,

приймаємо D0 = 187 мм. Діаметр центрового кола

Dотв = 0,5(D0 + dМ 2 )= 0,5(187 +88)=137,5 мм.

Діаметр отворів в диску

dотв = 0,25(D0 − dМ 2 )= 0,25(187 −88)= 24,75 мм.

В нижній частині листа проводиться горизонтальна осьова лінія – вісь ведучого вала; потім вертикальну лінію – вісь веденого вала. З точки пере-

тину осей валів під кутом δ1 = 17,530 проводяться лінії ділильних конусів і відкладається на них відрізок Re = 139,47 мм – зовнішньої конусної відстані. Викреслюється шестірня і зубчасте колесо в зачепленні згідно розмірів, визначених в п.1.5. Маточину колеса викреслюємо несиметричною відносно диска, щоб зменшити відстань між опорами веденого вала.

Окреслюється внутрішня стінка корпуса:

а) зазор між торцем шестірні і внутрішньою стінкою корпуса приймається рівним е1 = 10 мм;

б) зазор між торцем маточини колеса і внутрішньою стінкою корпуса приймається рівним е1 = 10 мм;

в) зазор від кіл вершин зубців колеса до внутрішньої стінки корпуса приймається рівним b = 10 мм;

г) симетрично осі шестірні викреслюється ще одна внутрішня стінка корпуса редуктора (рис.2.4).

Викреслюються вали за розмірами визначеними згідно з розділом 2.4. Змащування підшипників проводимо пластичним змащувальним матеріалом. Після цього визначаємо розміри корпуса редуктора (див.табл.10.5)

Товщина стінок корпуса редуктора

δ = 0,005 Re+1 = 0,05 99,15 +1 = 5,96 мм,

приймаємо δ = 8 мм. Товщина стінок кришки редуктора

δ1 = 0,04 Re+1 = 0,04 99,15 +1 = 4,97 мм,

320