Проектирование привода общего назначения (стр. 2 из 10)
Вращающий момент на валу С по формуле (1.16):
(1.16)где T1 - см. формулу (1.15),
- передаточное число редуктора, =3,15Вращающий момент на валу D по формуле (1.17):
(1.17)где T2 - см. формулу (1.16),
иц - передаточное число цепной передачи,
Частоты вращения, угловые скорости и вращающие моменты валов сведем в таблицу 1.
Таблица 1 - Частота вращения, угловая скорости и
вращающий момент валов.
| Расположение вала | Частота вращения вала,об/мин | Угловая скорость вала, рад/с | Вращающий момент на валу, |
| Вал электродвигателя (вал А) | пдв=731,3 |  =76,5 |  |
| I вал редуктора(вал В) |  |  |  |
| II вал редуктора(вал С) |  |  |  |
| Вал барабана(вал Д) |  |  |  |
2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА
Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, то для шестерни и колеса выбираем материал со средними механическими характеристиками. Для шестерни выбираем сталь 45 термически обработанную улучшением, с твердостью НВ230. Для колеса - сталь 45 улучшенную с твердостью НВ200
Допускаемое контактное напряжение определим по формуле (2.1):
(2.1).где
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов. В соответствии стаблицей 3.2. [1] для сталей с твердостью поверхности зубьев менее НВ350 и термообработкой - улучшением:
- коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, чтоимеет место при длительной эксплуатации, принимаем KHL= 1;
- коэффициент безопасности, в соответствии с рекомендациями на с.33 [1] =1,1.Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяем по формуле (2.2):
(2.2)для шестерни:
для колеса:
Тогда расчетное допускаемое напряжение равно:
Требуемое условие
выполнено.Коэффициент
, несмотря на симметричное расположение колес, относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, т. к. со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшают контакт зубьев. Принимаем предварительно по таблице 3.1. [1], как в случае несимметричного расположения колес, значение = 1,25.Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию в соответствии с рекомендациями на с.36 [1].
Межосевое расстояние определяем из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (2.3):
(2.3)где
- коэффициент для косозубых колес в соответствии с рекомендациями на с.32 [1], =43 - передаточное число редуктора, =3,15; 
- вращающий момент на ведомом валу, =1019,53 
Н/мм 
- расчетное допускаемое напряжение, =410МПа 
- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых колес, =0,4; - коэффициент в случае несимметричного расположения колес = 1,25.Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw= 250мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=3,0 мм.
Примем предварительный угол наклона зубьев
и определим число зубьев шестерни по формуле (2.4): 
(2.4)Принимаем
= 39. Определим число зубьев колеса по формуле (2.5): 
(2,5)принимаем
=123.Уточним значение угла наклона зубьев по формуле (2.6):
(2.6) 
= 13°36'Определим основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные по формулам (2.7), (2.8):
(2.7) 
(2.8)где
- нормальный модуль зацепления, тп=3,0мм; 
- угол наклона зубьев, = 13°36"; - число зубьев шестерни, =39; - число зубьев колеса, =123.Проверка:
диаметры вершин зубьев определим по формулам (2.9), (2.10):
(2.9) 
(2.10)диаметры впадин определим по формулам (2.11), (2.12):
(2.11) 
(2.12)ширину колеса по формуле (2.13):
(2.13)где
- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых колес, =0.4aw - межосевое расстояние, aw =250мм
принимаем
= 100 мм;ширина шестерни:
ммОпределим коэффициент ширины шестерни по диаметру по формуле (2,14):