ертових 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):
. Визначення міжосьової відстані редуктора
Для розрахунку міжосьової відстані використовується формула:
де U=Uр - передавальне число зубчастої передачі; Т2=ТІІІ - поводить момент на відомому на відомому валу зубчастої передачі, Н · м; [] - Допустиме контактне напруження для матеріалу колеса, МПа; КМ - коефіцієнт, залежить від виду передачі (для прямозубих коліс КМ=10000, для косозубих коліс величина КМ=8 500); КН - коефіцієнт обліку нерівномірності розподілу навантаження по ширині зубчастого колеса (КН=1,1 ... 1,15); коефіцієнт ширини колеса=0,25..0,4; КНА - коефіцієнт обліку розподілу навантаження між зубами (для прямозубих коліс величина КНА=1, для косозубих КНА=1,05-1,1).
З урахуванням цих рекомендацій і отриманих раніше значень, маємо Т2=ТІІІ=45,1 Н · м (відповідно до табл. 1); []=450 МПа (за умовою);=Up=3,5 (за умовою); КМ - 10000 (за умовою зубчасті колеса прямозубі). Приймаємо значення=0,25, КНА - 1, КН=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
. 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=1,25 мм.
Обчислюємо сумарне число зубів Z шестерні і колеса з урахуванням заданого кута нахилу зубів за формулою:
Приймаємо Z=160 (округляємо до цілого) і знаходимо дійсне значення кута:
Кількість зубів шестерні
Приймаються Z 3=36 (округляємо до цілого).
Число зубів колеса Z 4=Z - Z 3=160-36=124.
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=1,25 мм, Z3=36, Z4=124.
Діаметри вершин зубів:
шестерні
колеса
Діаметри западин зубів:
шестерні
колеса
Робоча ширина зубчастого вінця b4 визначається за прийнятим коефіцієнту=0,25. З виразу=b4/aw знаходимо:
4=мм.
Приймаються ширину зубчастого вінця b4=25 мм.
Для того щоб забезпечити передачу обертального моменту з шестірні на колесо, ширину шестерні призначають на 2..5 мм більше ширини колеса. Таким чином, приймемо ширину шестерні b3=25 + 5=30 мм.
. Визначення сил, що діють в зубчастому зачепленні
У прямозубу зачепленні двох зубчастих коліс (рис. 5) зуби шестірні впливають на зуби колеса рівнодіючої силою Fn, яка розкладається на окружну силу Ft і радіальну силу Fr (спрямовану від зуба до центру зубчастого колеса).
Рис. 5. Схема сил в зубчастому зачепленні.
Окружна сила визначається по залежності:
де Т - крутний момент на зубчастому колесі, Н мм; d- ділильний діаметр зубчастого колеса, мм.
Радіальна сила визначається по залежності:
де=20 ° (кут зачеплення).
З урахуванням вищевикладеного, прийнявши Т=ТІІІ=45,1 · 103 (обертаючий момент на зубчастому колесі, Н · мм) і d=d4=124 (ділильний діаметр зубчастого колеса, мм), величина окружний сили Ft буде дорівнює:
Радіальна сила дорівнює:
6. Виконання попереднього розрахунку валів
Основним критерієм працездатності валів є умова їх міцності:
де - напруження, що виникає при крученні вала, МПа; [] - Допустиме напруження при круч...
