ня
n дв =
2.5 Кутова швидкість
П‰ I === 73,79 рад/с.
2.6 Частота обертання
n III === 114,64 об/хв
2.7 Передаточне відношення
U про = i === 6,1
де w I -кутова швидкість двигуна,
w III -кутова швидкість вихідної приводу
2.8 Намічаємо для редуктора u = 1,6; тоді для клинопасової передачі
i p === 3,81 - що перебувати в межах рекомендованого
2.9 Крутний момент, створюваний на кожному валу. br/>
кН Г— м.
Крутний момент на 1-му валу М I = 0,025 кН Г— м.
В
P II = P I Г— h p = 1,88 Г— 0,95 = 1,786 Н Г— м.
В
рад/с
кН Г— м.
Крутний момент на 2-му валу М II = 0,092 кН Г— м.
кН Г— м.
Крутний момент на 3-му валу М III = 0,14 кН Г— м.
2.10 Виконаємо перевірку:
В В
Визначимо частоту обертання на 2-му валу:
об/хв.
Частоти обертання і кутові швидкості валів
Вал I
n I = 705 об/хв
w I = 73,79 рад/с
М I = 0,025 кН Г— м
Вал II
n II = 184,9 об/хв
w II = 19,36 рад/с
М II = 0,092 кН Г— м
Вал III
n III = 114,64 об/хв
w III = 12 рад/с
М III = 0,14 кН Г— м
3. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
Вибираємо матеріали для зубчастих коліс такі ж, як у В§ 12.1 [Л.1].
Для шестерні сталь 45, термообробка - покращення, твердість НВ 260; для колеса сталь 45, термообробка - покращення, твердість НВ 230.
Допустиме контактне напруження для прямозубих коліс із зазначених матеріалів визначимо з допомогою формули 3.9, [1], стор.33:
В
де s H limb - межа контактної витривалості;
b - база навантаження;
K HV - коефіцієнт довговічності;
S H - коефіцієнт безпеки.
Значення s H limb вибираємо з [1] табл.3.2, стор.34.
Для шестірні:
s H limb = 2HB 1 +70 = 2 Г— 260 +70 = 590 МПа;
Для колеса
s H limb = 2HB 2 +70 = 2 Г— 230 +70 = 530 МПа.
Для шестерні
= МПа;
Для колеса
= МПа.
Допустиме контактне напруження приймаю = 442 МПа.
Приймаю коефіцієнт ширини вінця П€ bRe = 0,285 (за ГОСТ 12289-76).
Коефіцієнт До нОІ , враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця, приймемо за табл. 3.1 [Л.1]. Незважаючи на симетричне розташування коліс щодо опор, приймемо значення цього коефіцієнта, як у випадку несиметричного розташування коліс, так як з боку клиноременной передачі діє сила тиску на ведучий вал, що викликає його деформацію і погіршуюча контакт зубів: До нОІ = 1,25.
Зовнішній ділильний діаметр колеса знаходимо за формулою (3.9) [1] стор.49
В
У цій формулі для прямозубих передач До d = 99;
Передаточне число U = 1,16;
М III -крутний момент на 3-му валу.
мм
Приймаються за ГОСТ 12289-76 найближче стандартне значення d e 2 = 180 мм
Приймемо число зубів шестерні z 1 = 32
В
3.1 Число зубів колеса
z 2 = z 1 Г— U = 32 Г— 1,6 = 51
3.2 Зовнішній окружний модуль
мм
3.3 Уточнюємо значення
В
мм
3.4 Кути ділильних конусів
ctqd 1 = U = 1,6 d 1 = 32 0
d 2 = 90 0 -d 1 = 90 0 -32 0 = 58 0
3.5 Зовнішнє конусний відстань
мм
3.6 Довжина зуба
мм
3.7 Зовнішній ділильний діаметр
мм
3.8 Середній ділильний діаметр шестірні
мм
3.9 Зовнішні діаметри шестерні і колеса (по вершинах зубів)
мм
мм
3.9 Середній окружний модуль
мм
3.10 Коефіцієнт ширини шестерні по середньому діаметру
В
3.11Средняя окружна швидкість
м/с
Для конічн...
