розрахункового приймаємо менше з двох = +583 МПа.
3.11.5 Визначення модуля зачеплення по напруженням вигину
, (3.43)
де М - крутний момент на відповідному зубчастому колесі:
- на шестірні
, (3.44)
.
- на колесі
, (3.45)
де = 1,1 - коефіцієнт нерівномірності розподілу моменту;
.
k - коефіцієнт розрахункового навантаження, для попередніх розрахунків можна приймати k = 1,3 - 1,5, приймаємо k = 1,4;
- коефіцієнт міцності зубців по вигину, приймаємо за таблицями/14, с. 263, таб. 35/залежно від кількості зубів: для шестерні при z ш = 21 = 4,3 при нульовому зміщенні вихідного контуру, для колеса при Zк = 50 = 3,73 при нульовому зміщенні вихідного контуру;
= в/т - коефіцієнт ширини зуба по модулю, для прямокутних коліс приймається рівним 6 - 10, приймаємо = 10. p> Встановимо розрахункове значення модулі:
- по шестірні
,
.
Оскільки при розрахунку відкритих зубчастих передач з метою компенсації впливу зносу на зменшення товщини зубів рекомендується збільшення модуля на 8 - 15%/12, с. 252 /, приймаємо значення модуля т = 22 мм.
3.11.6 Основні геометричні параметри відкритої передачі
Колесо:
- діаметр початкового кола
, (3.46)
;
- ширина зубчастого вінця
, (3.47)
;
- діаметр окружності виступів
, (3.48)
;
- діаметр кола западин
, (3.49)
.
Шестерня:
- діаметр початкового кола
, (3.50)
;
- ширина зубчастого вінця
, (3.51)
;
- діаметр окружності виступів
, (3.52)
;
- діаметр кола западин
, (3.53)
.
Міжосьова відстань
, (3.54)
.
3.11.7 Окружна швидкість в зачепленні і ступінь точності передачі
, (3.55)
.
Приймемо 8-ю ступінь точності передачі у відповідності з рекомендаціями/10, с. 81, таб. 47 /. br/>
3.11.8 Уточнене значення коефіцієнта розрахункового навантаження
, (3.56)
де - коефіцієнт концентрації навантаження, для прірабативала прямокутні і косозубих передач при змінному режимі навантаження можна приймати:
, (3.57)
= 1,2 для в ш /d ш = 230/462 = 0,5/14, с. 282, таб. 38 /;
- коефіцієнт динамічності навантаження, для 8-го ступеня точності і окружний швидкості до 3 м/с = 1,25/14, с. 284, піг. 39 /;
,
.
3.11.9 Перевірка передачі по контактним напруженням
, (3.58)
де - коефіцієнт, що враховує вплив коефіцієнта торцевого перекриття, можна приймати = 0,9, що відповідає коефіцієнту перекриття = 1,6.
В
(розрахунок в даній формулі виконаний у кг та см).
Відкрита зубчаста пара задовольняє умовам контактної міцності.
3.12 Орієнтовна визначення діаметрів валів і осей
Приводний вал (вал провідної шестерні)
, (3.59)
де М = М ш = 9,76 кН крутний момент на валу ведучої шестерні;
- допустимі дотичні напруження, приймаємо знижені значення = 200кг/см 2 = 19,6 МПа.
.
Приймаються d 1 = 180 мм, тоді діаметр під шестерню d 1ш = 160 мм, під підшипник - d 1п = 150 мм, під муфту сполучну - d 1м = 120 мм.
Вісь барабана.
Оскільки вісь працює тільки на вигин, приймемо її діаметр орієнтовно, а в подальшому перевіримо по напруженням вигину.
Отже, орієнтовно приймаємо діаметр осі в середньому перерізі d 2 = 250 мм, тоді діаметр під зубчасте колесо (вінець) d 2к = 220 мм, діаметр під підшипник d 2п = +180 Мм. br/>
3.13 Попередній вибір підшипників
Враховуючи високу радіальну навантаженість опор і трудність забезпечення повної співвісності при монтажі приводу, вибираємо роликопідшипники радіальні сферичні дворядні типу 3000/16, с. 466, таб. 7 /. Для приводного валу - підшипник 3530 (d = 150 мм, D = 270 мм, В = 73 мм); для опор барабанів - підшипник 3536 (d = 180 мм, D = 320 мм, В = 86 мм). br/>
3.14 Підбір з'єднувальних муфт
3.14.1 З'єднання електродвигуна з редуктором
Робочий, тривало діючий на з'єднуються валах, крутний момент
, (3.60)
де - сумарний момент, кН в€™ м;
і = +14,97 - передавальне число механізму
= 1,1 - коефіцієнт нерівномірності розподілу моменту;
.
Діаметри з'єднуються валів: валу електродвигуна - 90 мм (конічний); валу редуктора 50 мм (конічн...
