Вал – тихоходный вал редуктора

3 вал – тихоходный вал редуктора

 мин^-1

рад/с

 кВт

 Н*м

4 вал – вал рабочего механизма

мин^-1

 рад/с

 кВт

 Н*м

Таблица 2

Номер вала	n, об/мин	ω, с-1	P, кВт	T*103, Н∙мм
1 вал	953	99.7	3	30.09
2 вал	256.46	27.77	2.88	103.71
3 вал	53.1	5.55	2.765	498.2
4 вал	53.1	5.55	2.751	495.67

3.         Расчет клиноременной передачи

По номограмме в соответствии с P=3кВт и n=953 об/мин выбираем ремень сечения А для которого минимальный расчетный диаметр малого шкива d_1min=90 мм. В целях повышения срока службы ремня примем d₁=100 мм

ε=0,015 – коэффициент скольжения;

Принимаем d₂=353 мм

Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение ∆u от заданного u:

 

Минимальное межосевое пространство:





где h – высота сечения ремня

Расчетная длина ремня:





По ГОСТ 1284 – 80 принимаем L_р=1120 мм

Межосевое расстояние по стандартной длине:





Окружная скорость ремня:

м/с<[25]

Количество клиновых ремней:

Сила предварительного натяжения одного клинового ремня:

 Н

Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней:

 Н

Определим силу давления ремней на вал:



Н

4. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200.

Допускаемые контактные напряжения:

где:  – предел контактной выносливости;

 – коэффициент долговечности;

 – коэффициент безопасности;

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

 МПа

для колеса

 МПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

 МПа

Требуемое условие  выполнено.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

 мм

где:  – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

 – коэффициент ширины венца;

 – передаточное число редуктора;

;

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66 _ мм.

Нормальный модуль зацепления:

 мм;

Принимаем по ГОСТ 9563*  мм;

Примем предварительно угол наклона зубьев  и определим число зубьев шестерни и колеса:

Уточненное значение угла наклона зубьев:

β=12,83°.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

 мм;

 мм;

Проверка:  мм;

диаметры вершин зубьев:

 мм;

 мм;

ширина колеса:  мм;

ширина шестерни:  мм;

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес:

 м/с

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

При , твердости  и симметричном расположении колес относительно опор . При  м/с и 8-й степени точности . Для косозубых колес при  м/с .

Таким образом,

Проверка контактных напряжений:

 МПа<

Силы, действующие в зацеплении:

окружная  Н

радиальная  Н

осевая  Н

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Коэффициент нагрузки .

При , твердости  и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор . Для косозубых колес 8-й степени точности, твердости  и  м/с .

Таким образом, коэффициент

 – коэффициент, учитывающий форму зуба

Для шестерни

Для колеса

При этом  и

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Для стали 45 улучшенной при твердости .

Для шестерни  МПа;

Для колеса  МПа.

[S_F]=[S_F] [S_F]» – коэффициент безопасности

[S_F]=1,75 [S_F]«=1

Получаем [S_F]=[S_F]̒[S_F]«=1,75*1=1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни  МПа

для колеса  МПа

Находим отношение :

для шестерни  МПа

для колеса  МПа

Определяем коэффициенты  и :

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия  и 8-й степени точности .

Проверяем прочность зуба колеса:

 МПа< МПа

Условие прочности выполнено.