ї відстані на 0,01 L = 16 мм-для полегшення надягання ременів на шківи і можливість збільшення його на 0,025 L = 40 мм для збільшення натяжних ременів.
2.8. Визначення кута обхвату меншого шківа
, (2.11)
де О±1 - кут обхвату меншого шківа;
d1 - діаметр меншого шківа, мм;
d2 - діаметр більшого шківа, мм;
ар - міжосьова відстань, мм.
= 161,43 Вє
2.9. Визначення необхідного числа ременів
, (2.12)
де Р - необхідна потужність електродвигуна, кВт;
Р0 - потужність допускаемая для передачі одним ременем, кВт;
СL - коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя;
Ср - коефіцієнт режиму роботи;
СО± - коефіцієнт кута обхвату;
Сz - коефіцієнт враховує число ременів в передачі
= 3,04
Приймаю число ременів Z = 3
2.10. Визначення натягу галузі ременя
(2.13)
де Р - з формули 1.3
F0 - натяг галузі ременя, Н;
Оё - коефіцієнт, що враховує відцентрову силу, (Н В· с2)/м2
Оё = 0,18.
Розрахункова швидкість ременя
(2.14)
де П… - швидкість ременя, м/с;
d1 - діаметр меншого шківа, м;
П‰1 - кутова швидкість ведучого валу, рад/с формула (1.7).
= 4,625 м/с
= 226,32 Н
2.11. Визначення сили, що діє на вали
, (2.15)
де Fв - сила діє на вали, Н;
F0 - натяг галузі ременя, Н;
Z - число ременів;
О±1 - кут обхвату меншого шківа.
= 1340,13 Н
2.12. Ширина обіду шківів передачі по ГОСТ20889-80
, (2.16)
де В - ширина обіду шківа, мм;
Z - число ременів.
=
= 63 мм
Приймаю шківи клинопасової передачі з СЧ15
3. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
Так як в завданні на проектування немає особливих вимог щодо габаритів передачі вибір матеріалу виробляю з середнім механічними характеристиками. p> Приймаю матеріал Сталь 45 з поліпшенням. Для колеса HB = 200, для шестерні HB = 230
3.1. Допустиме контактне напруження
, (3.1)
де - допустиме контактне напруга МПа;
GHlimb - межа контактної витривалості при базовому числі циклів;
КНL - коефіцієнт довговічності;
- коефіцієнт безпеки.
GHlimb = 2НВ +70, (3.2)
Для шестерні
, (3.3)
де - допустиме контактне напруга МПа;
НВ - твердість шестерні;
-коефіцієнт безпеки;
КНL - коефіцієнт довговічності.
= 481 МПа
Для колеса
, (3.4)
де - допустиме контактне напруга МПа;
НВ2 - твердість шестерні;
-коефіцієнт безпеки;
КНL - коефіцієнт довговічності.
= 427 МПа
Розрахункова напруга, що допускається
, (3.5)
Необхідну умову p> = 408,6 МПа
В
3.2. Визначення міжосьової відстані
, (3.6)
де - міжосьова відстань, мм;
Ка = 43;
ір - передавальне число редуктора (з стандарт. ряду);
Т2 - обертаючий момент тихохідного вала редуктора, Н В· м;
Кнв - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця колеса;
П€ва - коефіцієнт ширини вінця,
Приймаю П€ва = 0,25 по ГОСТ2185-66;
Кнв = 1,2.
= 184,47 мм
3.3. Визначення нормального модуля зачеплення
mn = (0.01-0.02) В·, (3.7)
де mn - нормальний модуль зачеплення, мм;
- міжосьова відстань, мм (з формули 3.6). p> mn = (0,01-0,02) В· 184,47 = 1,847-3,5894 мм.
Приймаю міжосьова відстань по ГОСТ 2185-66 аП‰ = 180мм
Приймаю mn = 3,5 мм
3.4. Визначення числа зубів шестерні і колеса
Попередньо приймаю кут нахилу зубів ОІ = 10 В°
, (3.8)
= 21,2
Приймаю число зубів шестерні z1 = 20
z2 = z1 В· up, (3.9)
z2 = 20 В· 3,55 = 71 p> Уточнення значення кута нахилу зубів.
, (3.10)
де cosОІ - кут нахилу зубів, мм;
z1, z2 - число зубів;
mn - нормальний модуль зачеплення, мм;
- міжосьова відстань, мм.
= 0,884
3.5. Основні розміри шестерні і колеса
Діаметри ділильні
(3.11)
де d1-ділильний діаметр шестерні, мм.
= 79 мм
(3.12)
де d2 - ділильний діаметр колеса, мм.
= 281мм
Перевірка == 180 мм (3.13)
Діаметри вершин зубів
dа1 = d1 +2 В· mn, (3.14)
де dа1 - діаметр вершин зубів шестерні, мм.
dа1 = 71 +2 В· 3,5 = 78 мм
dа2 = d2 +2 В· mn, (3.15)
де dа2 - діаметр верши...
