ься з циліндричного редуктора і ланцюгової передачі (див. [1] §1.3 можливі значення приватних передавальних відносин для циліндричного зубчастого редуктора iр=36 і для ланцюгової передачі iц=36, Iобщ=iр iц== 936),
вибираємо електродвигун трифазний короткозамкнений серії 4А, закритий, що обдувається, з синхронною частотою обертання 1500 об/хв 4А 100L4
кутова швидкість
рад/с.
Перевіримо загальне передавальне відношення:
що можна визнати прийнятним, оскільки воно знаходиться між 9 і 36 (більше значення приймати не рекомендують).
Приватні передавальні числа (вони рівні передавальним відносинам) можна прийняти: для редуктора по ГОСТ 2185-66 (див. [1] с.36), для ланцюгової передачі
Вал З об/хв рад/звалитися в об/хв рад/звалити А об/хв рад/с Таблиця 1. Частоти обертання і кутові швидкості валів редуктора і приводного барабана:
Обертаючі моменти:
РОЗРАХУНОК зубчастих коліс РЕДУКТОРА
Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками ([1] гл.3 табл.3.3): для шестерні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість НВ 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка-поліпшення, 110 твердість на 30 одиниць нижче НВ 200.
Допустимі контактні напруги ([1] гл.3 формулою 3.9)
де - межа контактної витривалості при базовому числі циклів.
По ([1] гл.3 табл.3.2) для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів менше НВ 350 і термічною обробкою (поліпшенням)
2HB + 70
КHL- коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають КHL=1; коефіцієнт безпеки 1,10.
Для косозубих коліс розрахункова контактна напруга, по ([1] гл.3 формулою 3.10)
[? Н]=0,45 ([? Н1] + [? Н2])
для шестерні
МПа.
для колеса
МПа.
Тоді розрахункова контактна напруга,
[? Н]=0,45 (482 + 428)=410 МПа.
Необхідне умова [? Н] 1,23 [? Н2] виконано.
Коефіцієнт Кн ?, незважаючи на симетричне розташування коліс щодо опор (див. рис.2.1), приймемо вище рекомендованого для цього випадку, так як з боку ланцюгової передачі діють сили, що викликають додаткову деформацію веденого вала і погіршують контакт зубів. Приймаються попередньо по ([1] табл.3.1.) Як випадку, несиметричного розташування коліс, значення Кн? =1,25.
Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовому відстані (див. [1] с.36)
Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів по ([1] гл.3 формулою 3.7)
мм,
де для косозубих коліс, а передавальне число нашого редуктора
Найближче значення міжосьової відстані за 1 ряду ГОСТ 2185-66 125 мм (див. [1] с.36).
Нормальний модуль зачеплення приймаємо по наступній рекомендації:
, мм; приймаємо по ГОСТ 9563-60 *=1,25 мм (див. [1] с.36).
Приймемо попередньо кут нахилу зубів=10 ° і визначимо числа зубів шестерні і колеса ([1] див. формулу 3.16)
Приймаються=33; тоді=
Уточнене значення кута нахилу зубів
Основні розміри шестерні і колеса:
діаметри ділильні:
мм;
мм;
Перевірка:
мм,
діаметри вершин зубів:
мм;
мм;
ширина колеса мм;
ширина шестерні мм=55мм.
Визначаємо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:
Окружна швидкість коліс і ступінь точності передачі
м/с.
При такій швидкості для косозубих коліс слід прийняти 8-ю ступінь
точності (див. [1] с.32).
Коефіцієнт навантаження
Значення дані в ([1] гл.3 табл.3.5); при, твердості НВ350 і несиметричному розташуванні коліс щодо опор з урахуванням вигину веденого вала від натягу ланцюгової передачі 1,17.
По ([1] гл.3 табл.3.4) при=2,7 м/с і 8-й ступеня точності 1,08. По ([1] гл.3 табл.3.6) для косозубих коліс при=5 м/с маємо=1,0. Таким чином,
.
Перевірка контактних напружень по ([1] гл.3 формулою 3.6):
МПа lt; [? Н] 410МПа
Сили, що діють в зачепленні: ([1] гл.8 формули 8.3 та 8.4)
окружна Н;
радіальна Н;
осеваяН.
Перевіряємо зуби на витривалість по напруженням вигину
По ([1] гл.3 формулою 3.25):
.
Тут коефіцієнт навантаже...
