1.8. Визначення діаметрів ведучого та веденого валів

Орієнтовно діаметри ведучого та веденого валів визначаємо за формулами (44) :

Приймаємо d_b1= 32 мм.

Приймаємо d_b2= 58 мм.

Якщо відношення , то шестерню виготовляємо разом з валом, якщо ні – то окремо від вала.

де МПа – допустима напруга на крутіння.

В нашому випадку шестерня виконується окремо від вала.

1.9.Вибір шпонки й перевірка міцності шпоночного з’єднання.

Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

за ГОСТ 23360-78 вибираємо призматичні шпонки з округляючими торцями залежно від діаметра вала (таблиця 16).

Довжину шпонки приймаємо на 5…10 мм менше довжини маточини насаджуваної деталі й погоджуємо із стандартним рядом довжин.

Вибрану шпонку перевіряємо і результати розрахунків зводимо в

таблицю.

Вал	d валу, мм	Розмір шпонки	Обертаючий момент, Нм	, МПа
Ведучий	32,0	10x8x65	97,2	зм=(2x97,2x10^3)/32x(8-5)x(63-10)=38,2 МПа
Відомий	58,0	18x11x60	467	зм=(2x467x10^3)/58x(11-7)x(56-18)=105,9 МПа

Допустима напруга на зминання для сталі _зм=100…150 МПа.

У всіх випадках умова міцності виконана.

2. Приклад розрахунку прямозубої конічної передачі

Розрахувати прямозубу конічну передачу одноступінчатого редуктора з привода стрічкового конвеєра за схемою (рис. 2) за такими даними: потужність на веденому валу привода Р_з=4,7 кВт; частота обертання веденого вала привода ; строк служби передачі t=10000 год.; передача нереверсивна; навантаження стале, збільшується у 2 рази.

Рис. 2

2.1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок.

Визначаємо загальний к.к.д. привода (таблиця 2):

де ₁=0,96 – к.к.д. клинопасової передачі ;

₂=0,96 – к.к.д. зубчатої конічної передачі;

₃=0,99 – к.к.д. муфти;

₄=0,99 – к.к.д. однієї пари підшипників кочення.

Потужність на ведучому валу привода:

кВт.

Вибираємо електродвигун, потужність якого повинна бути Р_дP₁.

Беремо з табл. 3 потрібний електродвигун 4А132С2У3:

Визначаємо загальне передаточне число привода

Розбиваємо загальне передаточне число привода на передаточні числа окремих передач.

Приймаємо u_p =4 (п.4), то u_к = = =2,47.

Передаточне число клинопасової передачі u_K=2...3. Приймати u_K>3 не рекомендується, так як ведений шків буде виступати за габарити редуктора.

Частота обертання і крутний момент:

на валу двигуна -

на валу шестерні -

на валу колеса -

2.2. Розрахунок конічної передачі.

За даними табл. 1 вибираємо для шестерні й колеса сталь 40ХН (поковка); термообробка-поліпшення. Для шестерні при діаметрі заготовки до 100 мм _b1=850 МПа; _T1=600 МПа; НВ₁ 230...300; _T2=580 МПа; НВ₂ 241.

Визначимо допустиму контактну напругу для шестерні (формула 14)

де границя контактної витривалості поверхні зубців

База випробувань для матеріалу шестерні (табл. 10)

.

Еквівалентне число циклів навантаження зубців шестерні (формула 18)

Відношенню відповідає коефіцієнт довговічності K_HL1=0,9 (табл. 11). Коефіцієнт запасу для зубців з однорідною структурою матеріалу S_H1=1,1.

Допустима контактна напруга для зубців шестерні:

Визначаємо допустимі контактні напруги для колеса (формула 15)

де границя контактної витривалості поверхні зубців (формула 17)

База випробувань для матеріалу колеса (табл. 10)

.

Еквівалентне число циклів навантаження зубців колеса (формула 18)

Відношенню відповідає коефіцієнт довговічності К_НL2=0,95 (табл. 11). Коефіцієнт запасу для зубців колеса з однорідною структурою матеріалу S_H2=1,1.

Допустима контактна напруга для зубців колеса

Визначаємо допустиму контактну напругу передачі (формула 19)

Перевіряємо умову за формулою (19)

тобто умова виконана.

Визначаємо допустиму максимальну контактну напругу для шестерні та колеса (формула 42)

Визначаємо допустиму напругу на згин для зубців шестерні (формула 34)

де границя витривалості при згині для бази випробувань N_F01=410⁶ (формула 36)

.

Еквівалентне число циклів навантаження зубців шестерні (формула 38)

Оскільки N_FE1=23510⁶>N_F01=410⁶, приймаємо K_FL1=1. Коефіцієнт запасу S_F1=1,75.

Допустима напруга на згин для зубців шестерні

Визначаємо допустиму напругу на згин для зубців колеса (формула 35)

де границя витривалості при згині для бази випробувань N_F02=410⁶ (формула 37)

.

Еквівалентне число циклів навантаження зубців колеса (формула 38)

Якщо N_FE2=58,710⁶>N_F02=410⁶, то коефіцієнт довговічності K_FL2=1. Коефіцієнт запасу S_F2=1,75.

Допустима напруга на згин для зубців колеса

Визначаємо допустиму максимальну напругу на згин для шестерні та колеса (формула 43)