t = 2T1/D1Ft-окружна сила T1-момент валу дв.
Ft = 2 * 43,66/0,225 = 388,09 H
S = 390 мм2
Знайдемо за таблицями П7 ширину b = 60мм і довжину d = 6,5 мм
B = 70 мм
За ГОСТом S = 60 * 6,5 = 390 мм2
Обчислюємо силу тиску на вал F для бавовняних ременів:
F = 1164,27 H
F В»3Ft
F = 3 * 388,09 = 1164,27 H
3. Розрахунок редуктора
Використовуючи П21 і П28 Призначаємо для виготовлення зубчастих коліс сталь 45 з термічною обробкою:
Колесо (Нормалізація) Шестерня (покращений)
НВ 180 ... 220НВ 240 .. 280
G = 420 МпаG = 600 Мпа
NHo = 107NHo = 1,5 * 107
G = 110 МпаG = 130 Мпа
Для реверсивної подачі
NFo = 4 * 106NFo = 4 * 106
Призначаючи ресурс передачі tч Ві 104 годин знаходимо число циклів зміни напружень NHE = NFE = 60tч * n3 Ві 60 * 104 * 68,78 = 4,12 * 107 т.к. NHE> NHO і NFE> NFO, то значення коеф. довговічності приймаємо: KHL = 1 і KFL = 1
Допустимі напруги для колеса:
G = G * KHL = 420 МПаG = G * KFL = 110 МПа
для шестірні:
G = G * KHL = 600 МПаG = G * KFL = 130 МПа
Визначення параметрів передачі:
Ka = 4300 коеф. для сталевих косозубих коліс
Yba = 0,2 ... 0,8 коеф. ширини колеса Yba = 0,4
Ybd = 0,5 Yba * (Uз +1) = 0,5 * 0,4 * (5 +1) = 1,2
по П25 KHb В»1,05 і так знайдемо міжосьова відстань aw:
aw = 180 мм
aw Ві Ka * (Uз +1) = 25800 * 64,92-7 = 0,1679 м
за ГОСТом aw = 180 мм
mn = 2,5 мм
Визначаємо нормальний модуль mn:
mn = (0,01 ... 0,02) aw = 1,8 ... 3,6 мм за ГОСТом
b = 150
Позначаємо кут нахилу лінії зуба b:
b = 8 ... 200 приймаємо b = 150
Знаходимо кол-во зубів шестерні Z1:
Z1 = 23
Z1 = 2aw * cosb/[mn (Uз +1)] = 2 * 180 * cos150/[2,5 (5 +1)] = 23,18
Приймаються Z1 = 23
Z2 = 115
Тоді Z2 = Uз * Z1 = 5 * 23 = 115
Знаходимо точне значення кута b:
b = 160 35/
cosb = mn * Z1 (Uз +1)/2aw = 2,5 * 23 * 6/360 = 0,9583
mt = 2,61 мм
3.6 Визначаємо розмір окружного модуля mt:
mt = mn/cosb = 2,5/cos160 35/= 2,61 мм
Визначаємо ділильні діаметри d, діаметри вершин зубів da, і діаметри западин df шестерні і колеса:
шестерняколесо
d1 = mt * Z1 = 2,61 * 23 = 60 ммd2 = mt * Z2 = 2,61 * 115 = 300 мм
da1 = d1 +2 mn = 60 +2 * 2,5 = 65 ммda2 = d2 +2 mn = 300 +5 = 305 мм
df1 = d1-2, 5mn = 60-2,5 * 2,5 = 53,75 ммdf2 = d2-2, 5mn = 300-2,5 * 2,5 = 293,75 мм
d1 = 60 ммd2 = 300 мм
da1 = 65 ммda2 = 305 мм
df1 = 53,75 ммdf2 = 293,75 мм
Уточнюємо міжосьова відстань:
aw = (d1 + d2)/2 = (60 +300)/2 = 180 мм
Визначаємо ширину вінця зубчастих коліс b:
b = ya * aw = 0,4 * 180 = 72 мм
приймаємо b2 = 72 мм для колеса, b1 = 75 мм
Vп = 1,08 м/с
Визначення окружної швидкості передачі Vп:
Vп = p * n2 * d1/60 = 3,14 * 343,84 * 60 * 10-3/60 = 1,08 м/с
По таблиці 2 вибираємо 8-му ступінь точності
Ft = 3,04 * 103 Н
3.11 Обчислюємо окружну силу Ft:
Ft = Pтр/Vп = 3286/1, 08 = 3,04 * 103 Н
Fa = 906,5 H
Осьова сила Fa:
Fa = Ft * tgb = 3,04 * 103 * tg160 36/= 906,5 H
Fr = 1154,59 H
Радіальна (распорная) сила Fr:
Fr = Ft * tga/cosb = 3040 * tg200/cos160 36/= 1154,59 H
Перевірочний розрахунок на контактну і згинальну витривалість зубів:
ZH В»1,7
ZH В»1,7 при b = 160 36/по таб. 3
ea = 1,64
ZM = 274 * 103 Па1/2по таб. П22
ea В»[1,88-3,2 (1/Z1 +1/Z2)] cosb = 1,64
Ze = 0,7
ZM = 274 * 103 ПА1/2
Ze === 0,78
eb = b2 * sinb/(pmn) = 72 * sin160 36// 3,14 * 2,5 = 2,62> 0,9
по таб. П25KHb = 1,05
по таб. П24KHa = 1,05
KH = 1,11
по таб. П26KHV = 1,01
коеф. навантаження KH = KHb * KHa * KHV = 1,11
GH = 371,84 МПа
Перевіряємо контактну витривалість зубів:
GH = ZH * ZM * Ze = 1,7 * 274 * 103 * 0,78 * 968,16 = 351,18 МПа <
Визначаємо коеф.
по таб. П25KFa = 0,91
по таб. 10KFb = 1,1
KFV = 3KHV-2 = 3 * 1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03
KF = 1,031
Коеф. навантаження:
KF = KFa * KFb * KFV = 0,91 * 1,1 * 1,03 = 1,031
Обчислюємо еквівалентні числа зубів шестерні і колеса:
Z = 26,1
Z = 131
Z = Z1/cos3b = 23/0, 9583 = 26,1
Z = Z2/cos3b = 115/0, 9583 = 131
За таб. П27 визначаємо коеф. форми зуба шестерні Y В»3,94 при Z = 26
За таб. П27 визначаємо коеф. форми зуба колеса Y В»3,77 при Z = 131
Порівняльна оцінка міцності зуба шестерні і колеса при згині:
G/Y = 130/3, 94 = 33 МПа
G/Y = 110/3,...
