2.4.Силові залежності передачі та перевірка міцності зубців

Колова сила в зачепленні

F_t = H.

де - крутний момент в перерізі вала шестерні, Нм;

d₁ – ділильний діаметр шестерні, мм.

Роздіальна сила в зачепленні

Fr = H.

де: F_t – колова сила в зачепленні, Н.

=20 - кут зачеплення;

β - кут нахилу лінії зубця, град.

Осьова сила в зачепленні

Fa = Ft · tgβ = 2186.04 · 0.45 = 983.72

Напруження згину в основі зубця колеса

,

де: Ft – колова сила в зачепленні, Н;

- коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями, табл.2.10;

- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця при розрахунку за згином, табл.. 2.9;

- коефіцієнт, що враховує динамічні навантаження при розрахунку за згином, табл.2.11;

- коефіцієнт форми зубця колеса;

- коефіцієнт нахилу лінії зубця;

b₂- ширина вінця колеса, мм;

m - нормальний модуль передачі, мм.

Коефіцієнт форми зуба

Отже,

Напруження згину в основі зубця шестерні

МПа

де: - напруження згину в основі зубця колеса, МПа;

- коефіцієнт форми зубця шестерні та колеса.

Умова міцності зубців за згином

МПа

де: - допустимі напруження згину, МПа.

Перевірка зубців на контактну втому

де - коефіцієнт прямозубої передачі, = 436;

- коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями, = 1,0;

- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця, = 1,069;

- коефіцієнт динамічності навантажень, = 1,2;

Ft – колова сила в зачепленні, Н;

U_Ф- фактичне передаточне число пердачі;

d_{2 –} ділильний діаметр колеса, мм;

b₂- ширина вінця колеса, мм;

= = 620.4 МПа

Умова контактної міцності зубців

= (0,9...1,05) =(0,9...1,05) 492.84 = 443.56...517.48 МПа.

Де - допустиме контактне напруження прямозубої передачі,Мпа

3.Розрахунок пасової передачі.

Крутний момент в перерізі ведучого вала передачі

Нм

Крутний момент в перерізі ведучого вала передачі

Т₂ = Т₁·U·η = 16.84·3·0.96 = 48.50 Нм

3.1.Геометричні параметри передачі.

Діаметр ведучого шківа передачі

Приймаємо d₁ = 100 мм

Діаметр веденого шківа передачі

d₂ = d1-U·(1-E)= 100·3(1-0.01)=297

Приймаємо d₂ = 300 мм

Мінімальна міжосьова відстань

a_min= 0.55(d₁+d₂)+T=0.55(100+2580)+8=217 мм

Максимальна міжосьова відстань

a_max = (1.5…2)(d₁+d₂)=(1.5…2)(100+280)=(570…760) мм

Довжина паса

Приймаємо L = 1120

Дійсна міжосьова відстань

Кут обхвату ведучого шківа пасом

3.2.Кінематичні параметри передачі

Фактичне передаточне число передачі

Відхилення від заданого передаточного числа

Колова швидкість пасів

Частота обертання та кутова швидкість ведучого вала

n₂ = n/U_ф = 2880/3.03 = 950.49

3.3.Силовий розрахунок передачі

Кількість пасів передачі

Приймаємо z = 4

Попередній натяг віток клинового паса

Колова сила що передається пасом

Сила що діє на вали передачі

4.Розрахунок валів

Орієнтовний розрахунок валів

Ведучий вал: для виготовлення вала вибираємо сталь 45, що має =598 МПа, = 363 МПа.

d₁ = мм

Приймаємо 24 мм

де - крутний момент на вихідному валу;

- допустиме напруження кручення.

Так як вал редуктора з’єднаний муфтою з валом електродвигуна, то необхідно урівняти діаметри ротора і вала. Вал електродвигуна марки 100L4 – 28мм, отже приймаємо діаметр ведучого вала d = 28мм.

Посадочне місце під стандартне ущільнення приймаємо d_у = 30 мм.

Посадочне місце під підшипником приймаємоd_п = 35 мм.

Ведений вал: для виготовлення вала вибираємо сталь 45, що має =598 МПа, = 363 МПа.

d₂ = мм

Приймаємо 38 мм

де - крутний момент на вихідному валу;

- допустиме напруження кручення.

Посадочне місце під стандартне ущільнення приймаємо d_у = 42 мм.

Приймаємо посадочне місце під підшипник d_п =40 мм;

Посадочне місце під колесо d_к =50 мм