дкість транспортування.
[1, табл. 9, стор. 24]
B/H=2,4 ... 4 - за умовою
Приймаємо В=0,3м
Потрібна потужність на валу:
f - коефіцієнт тертя об стінки жолоба (для чавунної стружки f=0,3)
привід редуктор зубчастий вал
2. Кінематичний розрахунок приводу
. 1 Визначення загального ККД приводу
Загальний ККД приводу
де? 1 і? 2 - ККД першої (швидкохідної) і другий (тихохідної) передач редуктора;
? п - ККД пари підшипників;
? цп - ККД ланцюгової передачі;
? м - ККД компенсує муфти
? 1 =? 2=0.98 [2, стор. 6, табл. 1.1]
? п=0.995 [2, стор. 6, табл. 1.1]
? рп=0.95 [2, стор. 6, табл. 1.1]
[2, стор. 6, табл. 1.1]
Звідси загальний ККД приводу дорівнює
.2 Вибір асинхронного електродвигуна
Двигун вибираємо в залежності від необхідної потужності Р=2,73 кВт і від заданої синхронної частоти обертання nс=750мін - 1
Приймаємо асинхронний трифазний двигун 4А112МВ8; Nдв=3,0кВт, nдв=700мін - 1, [4, стор. 313, табл. П1]
2.3 Визначення загального передавального відношення приводу і розбивка його між передачами
Визначаємо передаточне число привода
Визначаємо передавальне число редуктора
Визначаємо передавальне число швидкохідної щаблі двоступеневого циліндричного редуктора розгорнутої схеми
Визначаємо передавальне число тихохідної ступені редуктора
Розрахункові значення u1р і u2р округляємо до величин u1 і u2, що входять в стандартні ряди (СТ РЕВ 221-75)
Приймаємо u1=6.3; u2=4,5
Уточнюємо передавальне відношення двоступеневого редуктора
Уточнюємо передавальне відношення відкритої передачі
.4 Визначення частот обертання, кутових швидкостей і крутних моментів валів
Визначаємо частоту обертання кожного вала
Визначаємо кутову швидкість кожного вала
Визначаємо крутний момент на кожному валу
де Р - потужність на даному валу, Вт;
?- Кутова швидкість даного валу, с - 1
3. Розрахунок тихохідної передачі редуктора
Проектувальний розрахунок тихохідної передачі
Проектувальний розрахунок закритих зубчастих передач виконуємо за умовою попередження поверхневих руйнувань зубів коліс
Призначаємо коефіцієнт ширини вінця
.
Приймаємо [2, стор. 10]
Визначаємо коефіцієнт ширини по діаметру
Встановлюємо орієнтовне значення коефіцієнта нерівномірності
Приймаємо [2, стор. 11]
Вибираємо матеріал зубчастих коліс і допустимі контактні напруги
Приймаються матеріал коліс сталь 45. Приймаємо твердість колеса Н=200 ... 250 НВ, шестерні Н=220 ... 300 НВ, що зменшує небезпеку заїдання і зближує довговічність шестерні і колеса.
Визначаємо базове число циклів шестерні і колеса
; ,
де ННВ1 і ННВ2 - твердість зубів шестерні і колеса;
Приймаємо
Визначаємо коефіцієнт режиму навантаження по числу циклів
де к=3 - число ступенів навантаження;
Т1Н - розрахунковий крутний момент на шестірні;
, - параметри циклограми навантаження
Визначаємо еквівалентне число циклів навантаження зубів шестерні і колеса
де n1 - частота обертання шестерні, хв - 1;
Lh - термін служби, ч
Визначаємо коефіцієнт довговічності шестерні і колеса
Приймаємо
Визначаємо допустиме контактне напруження
де і - межа контактної витривалості для шестерні і колеса;
[2, стор. 14, табл. 2.1]
і - коефіцієнти запасу міцності
- для коліс з однорідною структурою
Приймаємо допустиме контактне напруження передачі
Визначаємо міжосьова відстань тихохідної ступені
де Ка=495 - допоміжний коефіцієнт для прямозубой передачі;
Розрахунок геометричних параметрів передачі
Знайдену розрахункове міжосьова відстань округляємо до найближчого стандартного значенням відповідно до ГОСТ 2185-66
Приймаємо
Вибираємо модуль
погодитеся зі стандартними значеннями по ГОСТ 9562-60, приймаємо
Приймаємо значення кута нахилу зубів?=0 для прямозубих коліс
Визначаємо число зубів шестерні
Визначаємо число зубів колеса
Уточнюємо передавальне число тихохідної ступені
...
