Розрахунок редуктора сумісної дії ексцентрикових валів

 

На початку розрахунку визначимо силові та кінематичні параметри привода:

1. Визначаєм потужності на валах привода.

 

 

2. Визначаєм кутові швидкості валів привода:

 

 

3. Визначаєм крутні моменти на валах привода:

 

 

Результати розрахунків зводимо в таблицю 2.1.

 

Таблиця 2.1.

Результати кінематичного і силового розрахунків приводу.

Парам. №валу	N, кВт	ω, рад/с	М, Нм	Ugj	Uд заг
1	2	3	4	5	6
1	105,0	1,18	88983	4 5 1 0,2	4,0
2	100,8	0,29	343586
3	97,78	0,06	1629667
4	94,84	0,06	1580667
5	92,0	0,29	317241

 

Розрахунок циліндричної зубчатої передачі.

1. Кінематична схема передачі та вихідні дані для її розрахунку.

 

Таблиця 2.2.

Вихідні дані для розрахунку передачі

Парам. №валу	N, кВт	ω, рад/с	М, Нм	Ugj	Uд заг
1	2	3	4	5	6
2	100,8	0,29	343586	5	4,0
3	97,78	0,06	1629667

 

2. Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень.

2.1. Матеріали зубчатих коліс.

Так, як до проектуючої задачі не подаються жорсткі вимоги по габаритам, то для виготовлення зубчатих коліс прийняті матеріали, подані в табл.. 2.3.

Таблиця 2.3. Матеріали зубчатих коліс

	Матеріал	Термообробка	Границя текучості, σт МПа	Твердість НВ
Шестерня	Сталь 50	Нормалізація	380	180
Колесо	Сталь 40	Нормалізація	340	854

 

2.2. Допустимі контактні напруження.

 

 

Де НВ – твердість поверхні зубів по Брінеллю

 

 

Де D_p – кількість робочих днів в році;

Р_с – кількість років служби;

T_зм – час зміни;

К_зм – кількість змін в сутки.

 

Тоді

 

Для легкого режиму навантаження К_HZ = 0.06 – коефіцієнт інтенсивності режиму навантаження [10, ст.. 59].

 

Тоді

 

2.3. Допустимі напруження при згині

 

 

Де  - границя витривалості зубів при згині, що відповідає базі досліджень, МПа;

 - коефіцієнт довговічності;

 - коефіцієнт реверсивності навантаження, = 1,0;

 

 

2.4. Допустимі граничні навантажені напруження.

 

 

2.5. Допустимі граничні напруження при згині

 

 

3. Визначення геометричних розмірів

3.1. Міжосьова відстань.

 

 

Де К_а – розрахунковий коефіцієнт, К_а=4950 Па^1/3;

U – непередбачене число;

М_ш – номінальний обертовий момент на валу шестерні, Нм;

ψ_ва – коефіцієнт ширини зубчастого вінця колеса, ψ_ва=0,3;

К_нβ - коефіцієнт ширини зубчастого вінця колеса по ділильному діаметру шестерні.

 

 

Приймаємо К_нβ=1,15

 

, тоді

 

3.2. Визначення модуля зубів

 

Z_к=u* Z_ш=5*20=100, тоді

 

Приймаємо m_n=34 мм.

3.3. Геометричний розрахунок передачі

3.3.1. Міжосьова відстань

 

 

3.3.2. Розміри шестерні:

- Ділильний діаметр:

- Діаметр вершини зубів:

- Діаметр впадин:

- Ширина:

3.3.3. Розміри колеса:

- Ділильний діаметр:

- Діаметр вершини зубів:

- Діаметр впадин:

- Ширина:

4. Перевірковий розрахунок передачі

4.1. Розрахунок на контактну втому:

 

 

Приймаємо К_yv = 1.0, табл.. 3.4., [13]:

 

 

Так як σ_н=735 МПа, лежить в межах (0,8…0,9)*[ σ_н], то змінюємо ширину колеса, і приймаємо а_ш=2000 мм, а

 

 

Тоді , умова виконується.

Ширину шестерні приймаємо

 

 

4.2. Розрахунок на контактну міцність.

4.3.

4.4. Розрахунок на втому при згині

 

 

Умови виконуються.

4.5. Розрахунок на міцність при згині

 

 

Умови виконуються.

5. Визначення сил в зачепленні.

- Колове зусилля:

- Радіальне зусилля:

- Осьове зусилля