ub> в€™ Е‹ ц.п в€™ О· п к.. = 2,491 в€™ 0,97 в€™ 0,99 = 2,392 кВт
вихідному валу приводу:
Р 3 = Р 2 в€™ О· цеп.п. = 2,392 в€™ 0,92 = 2,2 кВт
Визначаємо крутний момент на валах:
В
Результати розрахунку надаємо в вигляді таблиці.
Таблиця 1.1 - Силові та кінематичні параметри приводу.
Параметр
Вал
двигуна
ведучий (швидкохідний)
редуктора
ведений (тихохідний) редуктора
робочої машини
Потужність Р, кВт
2,567
2,491
2,392
2,2
Частота обертання n, об/хв
700
700
140
34,74
Кутова
швидкість w, 1/с
73,27
73,27
14,65
3,64
Обертовий момент Т, Нм
35
34
163,3
604,4
Визначимо ресурс приводу.
Приймаються двозмінний режим роботи привода тоді
L h = 365 В· L г В· t c В· L c = 365.6.2 В· 8 = 35040 ч.
Приймаються час простою машинного агрегату 15% ресурсу. p> Тоді
L h = L h В· 0,85 = 35040.0, 85 = 29784 ч.
Робочий ресурс приводу приймаємо L h = 30.10 3 ч.
2. РОЗРАХУНОК зубчасті передачі РЕДУКТОРА
Вибір матеріалу і призначення термічної обробки
Вибираємо марку сталі - 40Х для шестерні і колеса, термообробка з поліпшенням.
Для шестірні:
НВ 1 = 269 ... 302 = 285,5;
Для колеса:
НВ 2 = 235 ... 262 = 248,5;
По таблиці 3.2 (2)
Визначення допускаються контактних напруг і напруг вигину
Визначаємо допустима контактна напруга
В В
Де-К НL = 1-коефіцієнт безпеки при тривалій роботі;
- [Пѓ н0 ]-допустима контактна напруга матеріалу колеса, відповідне межі контактної витривалості базового числа циклів напружень зубів N H 0 .
Розрахункова допустима напруга
МПа
Визначаємо допустимі напруги вигину для матеріалу шестерні і колеса окремо
Шестерня:
В В
Де
В
2 = 1,03 в€™ НВ 2ср = 1,03 в€™ 248,5 = 256МПа
1 = 1 в€™ 294 = 294МПа
2 =
Де-К FL = 1 - коефіцієнт безпеки при тривалій експлуатації.
- [Пѓ F 0 ]-напруга, що допускається вигину при базовому числі циклів напружень N F 0 .
Визначення параметрів передачі і геометричних розмірів коліс
Приймаються розрахункові коефіцієнти:
- коефіцієнти ширини вінця колеса щодо міжосьової відстані (с.355 [3]) ОЁ а = b 2 /a П‰ = 0,4;
- коефіцієнти ширини вінця колеса щодо ділильного діаметра шестірні ОЁ d = b 2 /d 1 = 0,3 В· ОЁ аП‰ (u 1 +1) = 0,3 В· 0,4 (4 +1) = 0,6 - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині контакту зубів для прірабативала циліндричних зубчастих коліс і постійному режимі навантаження До НОІ = 1.
Визначаємо міжосьова відстань передачі:
В
приймаємо по ГОСТ 2144-76 a П‰ = 112 мм.
Визначаємо попередні розміри колеса:
ділильний діаметр
;
ширина вінця
b 2 = ОЁ а Цј a П‰ = 0,4 Цј 112 = 45 мм.
Визначаємо нормальний модуль зубів:
В
приймаємо по ГОСТ9536-60 m n = 1,5 мм.
Приймаються попередньо кут нахилу зубів ОІ = 10 Вє
Визначаємо число зубів шестерні
В
Приймаються z 1 = 24
Кількість зубів коліс:
z 2 = z 1 * u = 24 в€™ 5 = 120
Фактична кут нахилу зубів:
Визначаємо основні геометричні розміри передачі:
діаметри ділильних кіл
d 1 = m Цј n z 1 /cosОІ = 1,5 в€™ 24/0, 96428 = 37,33 мм
d 2 = m n z 2 // cosОІ = 1,5 в€™ 12...
