ння (див. [1] с.42). По ([1] гл.3 табл.3.7) при 1,322, твердості і несиметричному розташуванні зубчастих коліс щодо опор=1,38. По ([1] гл.3 табл.3.8)=1,3. Таким чином, коефіцієнт KF=1,34 · 1,1=1,47; YF - коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубів
(див. [1] гл.3, пояснення до формули 3.25):
у шестерні
у колеса
=3,6 і=3,75 (див. [1] с.42).
Допустиме напруження по ([1] гл.3 формулою 3.24)
.
По ([1] гл.3 табл.3.9) для сталі 45 поліпшеної при твердості
НВ 350 1,8НВ.
для шестерні 1,8 · 230=415 МПа;
для колеса 1,8 · 200=360 МПа.
- коефіцієнт безпеки (див. [1] гл.3, пояснення до формули 3.24), де=1,75,=1 (для поковок і штамповок). Отже,=1,75.
Допустимі напруги:
для шестерні=МПа;
для колеса=МПа.
Знаходимо відносини:
для шестерні=63,2 МПа;
для колеса=57,22 МПа.
Подальший розрахунок слід вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.
Визначаємо коефіцієнти і (див. [1] гл.3, пояснення до формули 3.25):
;
;
для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття і 8-й ступеня точності.
Перевіряємо міцність зуба колеса по (див. [1] гл.3, формула 3.25):
Умова міцності виконано.
ПОПЕРЕДНІЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ РЕДУКТОРА
Попередній розрахунок проведемо на кручення за зниженими допускаються напруженням.
Ведучий вал:
діаметр вихідного кінця при дозволяється за напрузі 25 МПа (див. [1] гл.8, формула 8.16)
25 мм.
п=30 мм, dк=35 мм.
Відомий вал:
Враховуючи вплив вигину валу від натягу ланцюга, приймаємо
20 МПа.
Діаметр вихідного кінця вала
мм.п=50 мм, dк=55 мм.
Приймаємо найближче більше значення із стандартного ряду (див. [1] гл.VIII, пояснення до формули 8.16): 34 мм. Діаметр валу під підшипниками приймаємо 50 мм, під зубчастим колесом 55 мм.
Діаметри решти ділянок валів призначають виходячи з конструктивних міркувань при компонуванні редуктора.
КОНСТРУКТИВНІ РОЗМІРИ шестерні і колеса
Шестірню виконуємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище: 41,6 мм; 44,1 мм; 55 мм.
Колесо коване (див. [1] гл.X, табл. 10.1): 208,3 мм; 210,8 мм; 50 мм.
Діаметр маточини 1,6 · 20=40 мм;
довжина маточини мм, приймаємо 40 мм.
Товщина обода мм, приймаємо мм.
Товщина диска С=0,3? 0,3 · 50=15 мм.
КОНСТРУКТИВНІ РОЗМІРИ КОРПУСУ РЕДУКТОРА
Товщина стінок корпусу та кришки: 0,025 · 125 + 14,125 мм, приймаємо мм; 0,02 · 125 + 1=3,5 мм, приймаємо мм.
Товщина фланців поясів корпуса й кришки:
верхнього пояса корпуса і пояса кришки
мм; мм;
нижнього пояса корпуса
мм; приймаємо 20 мм.
Діаметр болтів: фундаментних
мм; приймаємо болти з різьбою М18;
кріплять кришку до корпуса у підшипників
мм; приймаємо болти з різьбою М14;
з'єднують кришку з корпусом
мм; приймаємо болти з різьбою М12.
РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ
Вибираємо приводну роликову однорядну ланцюг (див. [1] гл.VII, пояснення до формули 7.15).
Обертаючий момент на провідній зірочці
Н · мм.
Передаточне число було прийнято раніше
Кількість зубів: ведучої зірочки (див. [1] с.148)
;
веденої зірочки
.
Приймаємо
і.
Тоді фактичне
Відхилень немає.
Розрахунковий коефіцієнт навантаження (див. [1] гл.VII, пояснення до формули 7.38)
,
де - динамічний коефіцієнт при спокійній навантаженні; враховує вплив міжосьової відстані; враховує вплив кута нахилу лінії центрів; враховує спосіб регулювання натягу ланцюга; при періодичному регулюванні натягу ланцюга; при безперервній мастилі; враховує тривалість роботи на добу, при однозмінній роботі.
Для визначення кроку ланцюга по (див. [1] гл.VII, формула 7.38), треба знати допустиме тиск в шарнірах ланцюга. В ([1] гл.VII, табл. 7.38) допускається тиск задано залежно від частоти обертання ведучої зірочки і кроку t. Тому для розрахунку по (див. [1] гл.VII, формула 7.38), величиною слід задаватися орієнтовно. Провідна зірочка має частоту обертання
об/хв.
Середнє значення допускаемого тиску при об/хв МПа.
Крок однорядною ланцюга
Підбираємо по ([1] гл.VII, табл. 7.15) ланцюг ПР - 25,4-60 по ГОСТ 1...
