чного редуктора U р (тобто U пр=U рем · U р). Звідси:
Значення передавального числа пасової передачі орієнтовно повинно знаходиться в межах U рем=1,5 ... 3, умова виконується.
2. 3. Визначення частот обертання валів приводу
Частоти обертання визначаються з урахуванням розрахованих передавальних чисел приводу.
Частота обертання першого (ведучого) валу приводу (вала електродвигуна) n 1=n вх=2850 об/хв.
Частота обертання другого валу приводу (вхідного вала редуктора):
Частота обертання третього валу приводу (вихідного валу редуктора):
2. 4. Визначення потужностей, переданих кожним валом приводу
Потужності визначаються з урахуванням значень ККД всіх елементів приводу. Потужність, що передається перший (провідним) валом приводу (валом електродвигуна) Р І=Р вх=1,43 кВт.
Потужність, що передається другим валом приводу:
Р ІІ=Р І · 12 · підшитий=1,43 · 0,95 · 0,99=1,34 кВт.
Потужність, що передається третім валом приводу:
Р ІІІ=Р ІІ ·? 34 · підшитий=1,34 · 0,98 · 0,99=1,3 кВт.
2. 5. Визначення обертових моментів, переданих валами приводу
Обертаючі моменти, передані кожним валом приводу, визначаються з урахуванням потужності Р (кВт) і частоти обертання валу n (об/хв) розраховується валу по залежності:
У відповідності з цією формулою, для першого валу приводу:
Для другого валу приводу (вхідного вала редуктора):
Для третього валу приводу (вихідного валу редуктора):
3. Визначення міжосьової відстані редуктора
Для розрахунку міжосьової відстані використовується формула:
де U=U р - передавальне число зубчастої передачі; Т 2=Т ІІІ - поводить момент на відомому на відомому валу зубчастої передачі, Н · м; [] - Допустиме контактне напруження для матеріалу колеса, МПа; К М - коефіцієнт, залежить від виду передачі (для прямозубих коліс К М=10000, для косозубих коліс величина К М=8 500); К Н - коефіцієнт обліку нерівномірності розподілу навантаження по ширині зубчастого колеса (К Н=1,1 ... 1,15); коефіцієнт ширини колеса=0,25.. 0,4; До На - коефіцієнт обліку розподілу навантаження між зубами (для прямозубих коліс величина К На=1, для косозубих До На=1,05-1,1).
З урахуванням цих рекомендацій і отриманих раніше значень, маємо
Т 2=Т ІІІ=49,6 Н · м (відповідно до табл. 1); []=450 МПа (за умовою);
U=U p=4 (за умовою); К М - 8500 (за умовою зубчасті колеса косозубиє). Приймаємо значення=0,25, К На - 1,1, К Н=1,1.
Тоді:
Обчислене міжосьова відстань слід округлити до стандартного найближчого значення. При цьому значення міжосьової відстані з першого ряду є більш кращими.
На підставі цього додатка і розрахунків приймаємо=+100 мм
4. Визначення геометричних параметрів зубчастої передачі
Основним параметром передачі є модуль зачеплення m, величина якого вибирається зі стандартного ряду. При цьому значення модуля з першого ряду є більш кращими.
Модуль зачеплення призначають з інтервалу m=(0,01 ... 0,02) ·, мм.
З урахуванням даної залежності отримуємо
m=1 ... 2 мм.
Приймаються стандартний модуль m=1,4 мм.
Обчислюємо сумарне число зубів Z шестерні і колеса з урахуванням
заданого кута нахилу зубів за формулою:
Приймаємо Z=142 (округляємо до цілого) і знаходимо дійсне значення кута:
Кількість зубів шестерні
Приймаються Z 3=28 (округляємо до цілого).
Число зубів колеса Z 4=Z - Z 3=142-28=114.
Фактичне передавальне число редуктора
Відмінність U p від U ф:
(що менше допустимого ± 5%).
Визначаємо діаметри зубчастих коліс.
Діаметри ділильних кіл:
Фактичне міжосьова відстань
збігається з=100 мм.
Приймаємо остаточно: m=1,4 мм, Z 3=28, Z 4=114.
Д...
