Номінальна частота обертання двигуна nдв = 1000-51 = 949 об / хв, а кутова швидкість wдв = рад / с.
Можливі значення приватних передавальних відносин для одноступінчатого циліндричного редуктора IР = 2¸6, для пасової передачі iрем = 2¸4 Iобщ = IР × iрем = 4¸24.
Перевіримо загальне передавальне відношення:
Приватні передавальні числа можна прийняти: для циліндричного редуктора по ГОСТ 2185-66 [1, с.36] UР = 4, тоді для пасової передачі
Частоти обертання і кутові швидкості валів приводу
Ведучий вал редуктора (2)
Ведений вал редуктора (3)
Потужність на ведучому валу приводу (валу електродвигуна)
Потужність на ведучому валу редуктора
Потужність на відомому валу редуктора
на ведучому валу приводу Н × мм;
на ведучому валу редуктора Н × мм;
на відомому валу редуктора Н × мм.
Термін служби приводу
Lh = 365 · Т · К-рік · 24 · К-сут = 365 × 6 × 0.8 × 24 × 0.35 »14700 годин.
К-рік = 0.8 - коефіцієнт річного використання;
К-сут = 0.35 - коефіцієнт добового використання;
Т = 6 років - термін служби; навантаження постійне, спокійна (прийнято).
2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
Вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками (табл. 3.3) [1, с.34]: для шестерні сталь 45, термічна обробка - поліпшення, твердість HB 230; для колеса - сталь 45, термічна обробка - поліпшення, але твердість на 30 одиниць нижче - HB 200 [1, с.34].
Контактні напруги
де sH lim b - межа контактної витривалості при базовому числі циклів.
За табл. 3.2 [1, с.34] для вуглецевих сталей з твердістю поверхні зубів менш HB 350 і термообробкою (поліпшенням)
KHL - коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають KHL = 1; [SН] = 1.1 [1, с.33].
Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження
для шестерні МПа;
для колеса 428 МПа.
Тоді розрахункова контактна напруга
Коефіцієнт приймаємо попередньо по табл. 3.1 [1, c.32], як у випадку несиметричного розташування коліс (щоб врахувати деформації і погіршення зачеплення внаслідок впливу навантаження від консольно розташованого шківа пасової передачі), значення КНb = 1.25.
Приймаємо для прямозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовому відстані [1, c.36].
Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів
де для прямозубих коліс Ка = 49.5, а передавальне число редуктора u = up = 4.
Приймаємо значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66 aw = 250 мм [1, c.36].
Модуль зачеплення приймаємо за такою рекомендації:
m = (0.01¸0.02) aw = (0.01¸0.02) × 250 = 2.5¸5.0 мм;
приймаємо по ГОСТ 9563-60 m = 4.0 мм [1, c.36].
Визначимо числа зубів шестерні і колеса:
Приймаємо z1 = 25; тоді z2 = z1 u = 25 × 4 = 100. Приймаємо z2 = 100.
Основні розміри шестерні і колеса: