4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА

С ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ ЗУБЧАТЫМ

КОНИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ

4.1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

Выполнение этого параграфа производится аналогично тому, как это сделано в п. 3.1. Результаты кинематического и силового расчета заносятся в табл. 4.1.

Таблица 4.1

Значение кинематических и силовых параметров на валу

Номер вала	n, мин-1	ω, с-1	Р, Bт	T, H∙м
0
1
2
3

4.2. Расчет редукторной передачи

На основании требований технического задания и результатов кинематического и силового расчета привода определяем исходные данные для расчета передачи (табл. 4.2).

Предварительно выбираем материал со средними механическими характеристиками (табл. П5): для шестерни - сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость НВ269…302; для колеса - сталь 40Х, термообработка - улучшение, твердость НВ235…262.

Определяем допускаемые напряжения для шестерни и колеса по табл. П6 и П7, где принимаем коэффициенты долговечности К_HL=1, К_FL=1 для редуктора с длительной эксплуатацией; средняя твердость для шестерни НВ_ср=(269+302)/2, для колеса НВ_ср=(235+262)/2.

Таблица 4.2

Данные для расчёта редукторной передачи

Наименование	Размерность	Обозначение	Величина
Крутящий момент на колесе	H.м	Т2
Частота вращения колеса	мин-1	n2
Передаточное число		uред
Тип передачи (реверсивная или нереверсивная, открытая или закрытая, прямозубая или косозубая)
Срок службы передачи	год	LГ
Коэффициент использования передачи в течение года		КГ
Коэффициент использования передачи в течение суток		КС
График нагрузки привода (при переменной нагрузке)	Н∙м, с

Определяем внешний делительный диаметр колеса d_e2, мм, числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂, фактическое передаточное число u_ф, средний окружной модуль m, мм, и внешний окружной модуль m_e, мм (табл. П61).

Выполняем расчет основных геометрических параметров передачи (табл. П63).

Проверяем пригодность заготовок колес (табл. П11).

Проверяем передачу на контактную (табл. П65) и изгибную (табл. П68) выносливость и на кратковременную перегрузку (табл. П21).

4.3. Расчет открытых передач

Выполнение этого параграфа производится аналогично тому, как это сделано в п. 3.3.

4.4. Нагрузка валов редуктора

На основании требований технического задания составляем схему сил в зацеплении редуктора (рис. 4.1).

Р и с. 4.1. Схема сил в зацеплении конической прямозубой передачи

при различных направлениях вращения двигателя

Силы в зацеплении:

окружная сила на шестерне и колесе, Н,

F_t1= F_t2= 2Т₁/d₁;

радиальная сила на шестерне и осевая сила на колесе, Н,

F_r1= F_a2 =F_t1∙tgα∙cosδ₁;

осевая сила на шестерне и радиальная сила на колесе, Н,

F_a1= F_r2 =F_t1∙tgα∙sinδ₁,

где угол зацепления α=20^°; d₁ - средний делительный диаметр шестерни; δ₁ - угол делительного конуса.

В конической передачи с круговыми зубьями:

F_r1=F_t1(tgα∙cosδ₁ ± sinδ₁∙sinβ_n)/cosβ_n;

F_a1=F_t1(tgα∙sinδ₁ ± cosδ₁∙sinβ_n)/cosβ_n,

где β_n=35° - средний угол наклона линии зуба; нижний знак в первом уравнении и верхний знак во втором уравнении ставятся в том случае, когда направление вращения ведущего колеса (шестерни) и направление линии зуба совпадают (направление вращения по часовой стрелке - правое).

Консольная нагрузка на выходные концы валов редуктора определяется так же, как в п. 3.4.