2.2 Проектний розрахунок передачі

Коефіцієнт К_ не дивлячись на симетричне розташування коліс відносно опор (див. мал. 12.22 [1]) приймемо вище рекомендованого для цього випадку, так як зі сторони ланцюгової передачі діють сили, що викликають додаткову деформацію веденого вала і погіршує контакт зубів. Приймемо попередньо (по табл. 3.1 [1]), як у випадку несиметричного розташування коліс значення K_н = 1.25.

Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані

_bа = b/a_w = 0.4 (див. стор. 36 [1])

Міжосьова відстань із умови контактної витривалості активних поверхонь зубів по формулі (3.7) розд. ІІІ [1]

де для косозубих коліс К_а = 43, а передаточне число редуктора u = u_p = 5

Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66:

a_W = 160 (див. стор. 36 [1])

Нормальний модуль зачеплення приймемо по наступним рекомендаціям:

m_n = (0.01 - 0.02)a_w = (0.01 - 0.02)160 1,6-3,2 мм

приймаємо по ГОСТ 9563-60 m_n = 3 мм (див. стор. 36 [1])

Попередньо приймаємо кут нахилу зубів  = 10 і визначаємо число зубів шестерні і колеса (див. форм. (3.16 [1])

Приймаємо Z₁ = 21, тоді Z₂ = Z₁u=21*5 = 105

Уточнюємо значення кута нахилу зубів

 = 10

Основні розміри шестерні і колеса

Ділильні діаметри

d₁ = m_n *Z₁/cos = 3*21/1,181 = 53,3 мм

d₂ = m_n*Z₂/ cos = 3*105/1,181 = 266,7 мм

Приймаємо

d₁ = 54 мм d₂ = 266 мм

Перевірка

a_w = (d₁ +d₂)/2 = (54+266)/2 = 160 мм

Діаметри вершин зубів

d_a1 = d₁+2m_n = 54+2*3 = 60 мм

d_a2 = d₂+2m_n = 266+2*3 = 272 мм

ширина колеса

b₂ = _ba * a_w = 0.4*160 = 64 мм

b₁ = b₂+5 мм = 69 мм

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру

_bd = b₁/d₁ = 69/54 = 1.27

Колова швидкість колеса і ступінь точності передачі

V = w₁ d₁/2 = 101,8*54/2 = 2,74м/с

При такій швидкості для косозубих коліс можна прийняти 8-у степінь точності

(див. стор. 32 [1])

2.3 Перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість

Коефіцієнт навантаження

Значення дане в табл. 3.5 [1], при , твердості НВ350 і несиметричним розташуванням коліс відносно опор з врахуванням згину веденого вала від натягу ланцюгової передачі =1.24.

По табл. 3.4 [1] при м/с і 8-ій степені точності . По табл. 3.6 для косозубих коліс при м/с маємо Таким чином .

Перевірка контактних напружень по формулі 3.6 [1]:

2.4 Зусилля, що виникають в передачі

Сили діючі в зачепленні визначають з формули 8.3 і 8.4 гл.VIII [1]:

колова

радіальна

осьова

3. Розрахунок деталей та вузлів передачі

3.1 Попередній розрахунок валів передачі

Попередній розрахунок проведемо на кручення по пониженим допустимим напруженням.

Ведучий вал:

діаметр вихідного кінця при допустимих напруженнях [_к] = 25 МПа

по формулі (8.16) розд.VIII [1]

Так як вал редуктора з’єднаний з валом електродвигуна (див. мал. 12.2 [1]), то необхідно узгодити діаметри ротора і вала: d_дв і d_в1.

Інколи приймають d_В1 = d_дв. Деякі муфти, наприклад УВП (див. розд. XI [1]), можуть з’єднувати вали різних діаметрів в границях одного номінального моменту. У вибраного електродвигуна (див. табл. П2 [1]) діаметр вала d_дв = 42 мм. Вибираємо МУВП по ГОСТ 21424 - 75 з розточкою напівмуфт під d_дв = 42 мм, і d_в1 = 32 мм (мал. 12.3 [1]).

Приймемо підшипники d_п1 = 40 мм.

Шестерню виготовимо за одне ціле з валом (див. мал. 10.6 [1])

Інколи вал електродвигуна не з’єднують безпосередньо з ведучим валом редуктора, а між ними встановлюють пасову або ланцюгову передачу (мал. 2.4 [1])

Вище показано конструкцію ведучого вала.

Ведений вал (мал. 12.5 [1])

Враховуючи явище і дію згину вала від натягу ланцюга, приймемо [_к] = 20 МПа

Діаметр вихідного кінця вала.

Приймемо d_в2 = 48 мм, із стандартного ряду [див. розд. VIII. пояснень до форм.8.16 [1]].

Діаметр вала під підшипниками приймаємо d_п2 = 60 мм, під зубчастим колесом

d_к2 = 65 мм.

Діаметри інших ділянок вала призначають виходячи з конструктивних розумінь при компоновці редуктора.

Конструкція веденого вала.