истика зачеплення,
Кz - коефіцієнт числа зубів
l=р/d1=19,05/5,94=3,21,
Кz1=ctg180/z1=ctg180/25=7,92,
Кz2=ctg180/z2=ctg180/61=19,40, e1=19,05 (0,7 + 7,92 - 0,31/3,21)=162 мм, e2=19,05 (0 , 7 + 19,40 - 0,31/3,21)=381 мм.
Діаметри западин:
f=Dд - (d1 - 0,175dд0,5)
Df1=152 - (5,94 - 0,175? 1520,5)=148 мм
Df2=370 - (5,94 - 0,175? 3700,5)=367 мм
Ширина зуба:
=0,93b3 - 0,15=0,93? 12,70 - 0,15=11,66 мм
Товщина диска:
С=b + 2r4=11,66 + 2? 1,6=14,86 мм
де r4=1,6 мм при кроці lt; 35 мм
Допустима частота обертання меншою зірочки
[n]=15? 103/p=15? 103/19,05=787 об/хв
Умова n=190 lt; [n]=787 об/хв виконується.
Число ударів ланцюга
=4z1n2/60Lp=4? 25? 190/60? 124=2,6
Допустиме число ударів ланцюга:
[U]=508/p=508/19,05=27
Умова U lt; [u] виконується.
Фактична швидкість ланцюга
=z1pn2/60? 103=25? 19,05? 190/60? 103=1,51 м/с
Окружна сила:
t=Р2/v=+1468 · 103/1,51=972 H
Тиск у шарнірах ланцюга
=FtKе/А,
де А - площа проекції опорної поверхні в шарнірах ланцюга.
А=d1b3=5,94? 12,70=75 мм3.
р=972? 1,88/75=24,4 МПа.
Умова р lt; [p]=30,3 МПа виконується.
Коефіцієнт запасу міцності
=Q/(kдFt + Fv + F0)
де Fv - відцентрова сила
F0 - натяг від провисання ланцюга.
Fv=qv2=1,9? 1,512=4 H0=9,8kfqa=9,8? 6? 1,9? 0,764=85 H
де kf=6 - для горизонтальної передачі.
=31800/(1? 972+ 4 + 85)=30,0 gt; [s]=8,0 [1c.94].
Сила тиску на вал
в=kвFt + 2F0=1,15? 972 + 2? 85=+1288 H.
де kв=1,15 - коефіцієнт навантаження валу.
Так як умови р lt; [p] і s gt; [s] виконуються, то можна стверджувати, що дана передача витримає передану навантаження і буде стабільно працювати в нормальних умовах весь термін служби.
6. Навантаження валів редуктора
Сили діють в зачепленні циліндричної косозубой передачі
окружна F t=886 Н
радіальна F r=326 H
осьова F a=126 H
Консольна сила від муфти діюча на швидкохідний вал
м=100 · Т 1 1/2=100 · 15,3 1/2=391 Н
Консольна сили діють на тихохідний вал F в=1 288 H.
Рис. 6.1 - Схема навантаження валів циліндричного редуктора
7. Розробка креслення загального вигляду редуктора
Матеріал швидкохідного валу - сталь 45,
термообробка - покращення:? в=780 МПа;
Допустиме напруження на кручення [? ] К=10? 20 МПа
Діаметр швидкохідного валу
де Т - передаваний момент;
1=(15,3 · 103 /? 10) 1/3=20 мм
Ведучий вал редуктора з'єднується з допомогою стандартної муфти з валом електродвигуна діаметром dдв=28 мм,
1=(0,8? 1,2) dдв=(0,8? 1,2) 28=22? 34 мм
приймаємо діаметр вихідного кінця d1=25 мм;
довжина вихідного кінця:
1=(1,0? 1,5) d1=(1,0? 1,5) 25=25? 38 мм,
приймаємо l1=40 мм.
Діаметр валу під ущільненням:
2=d1 + 2t=25 + 2? 2,2=29,4 мм,
де t=2,2 мм - висота буртика;
приймаємо d2=30 мм:
довжина валу під ущільненням:
2 »1,5d2=1,5? 30=45 мм.
Діаметр валу під підшипник:
4=d2=30 мм.
Вал виконаний заодно з шестернею
Діаметр вихідного кінця тихохідного валу:
1=(73,8 · 103 /? 15) 1/3=29 мм
приймаємо діаметр вихідного кінця d1=30 мм;
Діаметр валу під ущільненням:
2=d1 + 2t=30 + 2? 2,2=34,4 мм,
де t=2,2 мм - висота буртика;
приймаємо d2=35 мм.
Довжина валу під ущільненням:
2 »1,25d2=1,25? 35=44 мм.
Діаметр валу під підшипник:
4=d2=35 мм.
Діаметр валу під колесом:
3=d2 + 3,2r=35 + 3,2? 2,5=43,0 мм,
приймаємо d3=45 мм.
Вибір підшипників
Попередньо призначаємо радіальні шарикопідшипники легкої серії №206 для швидкохідного валу і №207 для тихохідного валу.
Умовне позначення подшіпнікаd ммD ммB ММС КНС 0 кН№20630621619,510,0№20735721725,513,7
8. Розрахункова схема валів редуктора
Схема навантаження швидкохідного валу
