А250М6У3
46
965
101
Редуктор, проміжної вал
174,95
241,25
25,25
4
Робочий тихохідний вал
748,54
53,61
5,61
4,5
Висновок: в даному пункті був проведений енерго-кінематичний розрахунок приводу. Вибрано асинхронний двигун. Розраховані передавальні числа кожного ступеня. Визначено крутний моменти, кутові швидкості і частоти обертання на валах ступенів.
3. РОЗРАХУНОК РЕДУКТОРА
3.1. Розрахунок першої щаблі циліндричного редуктора
3.1.1. Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень
По таблиці 3.2 [4, с.50] вибираємо марку сталі: 45 термообробка-нормалізація. Приймаються твердість шестерні НВ 1 = 207, твердість колеса НВ 2 = 195. p> Допустиме контактне напруження:
[Пѓ н ] = (1,8 В· НВ ср +67) Г— К HL , (14)
де [Пѓ н ] - допустима контактна напруга, Н/мм 2 ;
До HL - коефіцієнт довговічності, До HL = 1;
НВ ср - твердість деталі.
[Пѓ н. ] 1 = 1,8 В· 207 +67 = 439,6 Н/мм 2
[Пѓ н. ] 2 = 1,8 В· 195 +67 = 418 Н/мм 2
За розрахункове допустиме напруження приймаємо менше з двох допускаються контактних напружень [Пѓ н ] = 418 Н/мм 2 .
Допустиме напруження згину визначається:
[Пѓ F ] = 1,03 В· НВ Г— До FL , (15)
де [Пѓ F ] - допустиме напруження вигину, Н/мм 2 ;
K F L - коефіцієнт довговічності, K F L = 1;
[Пѓ F] 1 = 1,03 В· 207 = 213,21 Н/мм 2
[Пѓ F] 2 = 1,03 В· 195 = 200,85 Н/мм 2
3.1.2. Визначення значення міжосьової відстані
, (16)
де K нОІ - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, K нОІ = 1;
K a - допоміжний коефіцієнт: для косозубих передач K a = 43;
П€ a - коефіцієнт ширини вінця колеса, для несиметричних редукторів, П€ a = 0,2 .... 0,25, приймаємо П€ a = 0,2;
мм
Отримане значення міжосьової відстані округляємо до найближчого за ГОСТ 6636-69 a П‰ = 150 мм. br/>
3.1.3. Визначення робочої ширини вінця колеса і шестерні
(17)
(18)
де - робоча ширина вінця шестерні, мм;
- робоча ширина вінця колеса, мм.
В
3.1.4. Визначення модуля передачі
, (19)
де m - модуль передачі, мм;
До m - допоміжний коефіцієнт, для косозубой передачі К m = 5,8;
d 2 - ділильний діаметр колеса, мм.
(20)
мм
В
Отримане значення модуля округлює до найближчого значення із стандартного ряду за ГОСТ 9563-60 m = 1,5 мм.
3.1.5. Визначення сумарного числа зубів і кута нахилу зуба
, (21)
Приймаються мінімальний кут нахилу зуба ОІ min рівним 10 В°.
(22)
де z ОЈ - сумарна кількість зубів;
z 1 , z 2 - числа зубів шестерні і колеса;
ОІ - дійсне значення кута нахилу зуба. br/>В В
3.1.6. Визначення числа зубів шестерні і колеса
(23)
В
z 2 = 196 - 39 = 157
3.1.7. Визначення фактичного значення передавального числа.
Перевірка передачі по передавальному числу
(24)
О”u = (| u т -u |/u т ) В· 100% <4% , (25)
де u - фактичне значення передавального числа редуктора;
u т - теоретичне значення передавального числа взятого із стандартного ряду редукторів, u т = 4;
Du - відхилення фактичного значення передавального числа редуктора від заданого,%.
В
D u = (| 4,03-4 |)/4.100% = 0,75% <4%
В В
3.1.8. Визначення фактичного міжосьової відстані.
(26)
мм
3.1.9. Визначення геометричних параметрів колеса і шестерні
Ділильні діаметри
d 1 = m Г— ...
