1.6. Определение передаточного числа привода u0.

u₀=n_дв/n_пв

u₀= 1435 / 30 = 47,8

1.7. Определение передаточного числа редуктора u_р.

u_р=u₀/i_цп,

u_р= 47,8 / 2 = 23,9

1.8. Выполним разбивку передаточного числа 2^х ступенчатого цилиндрического редуктора между его ступенями.

u_р = u_б · u_т

u_б = 5,7

u_т = 23,9 / 5,7 = 4,2 ,

где u_т- передаточное число тихоходной ступени,u_б- передаточное число быстроходной ступени.

Рис.1 Графики выбора передаточных чисел ступеней редуктора.

1.9. Определение частот вращения валов привода.

1.9.1 Входной вал.

Частота вращения входного вала n_вх =n_дв= 1435 об/мин

1.9.2 Промежуточный вал.

,

где n_пр- частота вращения промежуточного вала, об/мин.

1.9.3 Выходной вал.

где n_вых- частота вращения выходного вала, об/мин;

1.9.4 Приводной вал.

,

где n_пв- частота вращения приводного вала, об/мин.

1.10. Определение крутящих моментов на валах привода.

1.10.1 Вал двигателя.

Т_дв= 9550 · Р_дв/n_дв,

где Т_дв- крутящий момент на валу двигателя, Н·м.

Т_дв = 9550 · 3 / 1435 = 20 Н·м

1.10.2 Входной вал редуктора.

Т_вх= Т_дв·η_м·η_пп

где Т_вх- крутящий момент на входном валу редуктора, Н·м.

Т_вх= 20 · 0,98 · 0,99 = 19,4 Н·м

1.10.3 Промежуточный вал редуктора.

Т_пр= Т_вх·u_б·η_пп·η_зп,

где Т_пр- кутящий момент на промежуточном вале редуктора, Н·м.

Т_пр= 19,4 · 5,7 · 0,99 · 0,98 = 107,2 Н·м

1.10.4 Выходной вал редуктора.

Т_вых= Т_пр·u_т·η_пп·η_зп,

где Т_вых- крутящий момент на выходном валу редуктора, Н·м.

Т_вых= 107,2 · 4,2 · 0,99 · 0,98 = 436 Н·м

1.10.5 Приводной вал.

Т_пв= Т_вых·η_пп·i_цп·_цп,

где Т_пр- крутящий момент на приводном валу, Н·м.

Т_пв= 436 · 0,99 · 2 · 0,93 = 802,85 Н·м

1.11. Исходные данные для расчёта передач.

1.11.1 Входная ступень редуктора.

Крутящий момент на валу шестерни Т₁= Т_вх= 19,4 Н·м;

Частота вращения вала шестерни n₁= 1435 об/мин;

Передаточное число быстроходной ступени u=u_б= 5,7.

1.11.2 Выходная ступень редуктора.

Крутящий момент на валу шестерни Т₁= Т_пр= 107,2 Н·м;

Частота вращения вала шестерни n₁= 252 об/мин;

Передаточное число тихоходной ступени u=u_т= 4,2.

1.11.3 Цепная передача.

Р₁= Р_дв·η³_пп·η²_зп·η_м,

где Р₁- мощность на валу ведущей звёздочки, кВт.

Р₁= 3 · 0,99³· 0,98²· 0,98 = 2,8 кВт

Частота вращения вала ведущей звёздочки n₁=n_вых= 60 об/мин;

Передаточное отношение цепной передачи i= 2.

2. Расчёт допускаемых напряжений для проектирования цилиндрических и конических зубчатых передач.

2.1. Выбор материала и термообработки.

Таблица 2.1

Механические характеристики сталей, используемых

для изготовления зубчатых колес.

Таблица 2.2

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а, следователь­но, малые габариты и массу передачи можно получить при изготов­лении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке. Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес.

В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две основные группы: твердостью H ≤ 350 НВ - зубчатые колеса, нормализованные или улучшенные; твердостью Н > 350 НВ - с объемной закалкой, закалкой ТВЧ, цементацией, азотированием и др. Эти группы различны по тех­нологии, нагрузочной способности и способности к приработке.

Применение высокотвердых материалов является большим резер­вом повышения нагрузочной способности зубчатых передач. Однако с высокой твердостью связаны некоторые дополнительные трудно­сти:

• Высокотвердые материалы плохо прирабатываются,

• Нарезание зубьев при высокой твердости затруднено, поэтому термообработку выполняют после нарезания.

• Эти трудности проще преодолеть в условиях крупносерий­ного и массового производства, когда окупаются затраты на специ­альное оборудование.

1) Выбираем материал - сталь 40Х.

2) Все колёса и шестерни – косозубые.

3) Назначаем твёрдость:

• Для шестерней входной и выходной ступени - 260НВ,

• Для колёс входной и выходной ступени на 50 единиц меньше по условиям приработки - 210НВ.

4) Термообработка - улучшение. - предел текучести.

2.2. Расчёт допускаемых напряжений.

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчёте на усталость.

,

где - базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев,;- коэффициент долговечности, позволяющий повысить допускаемые напряжения для передач, работающих ограниченное время,;- коэффициент безопасности.

Учитывая, что у нас срок службы передачи значительный, принимаем . При термообработке «улучшение».

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса входной и выходной ступеней.

,

где - общее допускаемое контактное напряжение для шестерней и колёс входной и выходной ступеней.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке.

2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба при расчёте на усталость.

,

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба ;- коэффициент долговечности, позволяющий повысить допускаемые напряжения для передач, работающих ограниченное время,;- коэффициент безопасности,;- коэффициент, учитывающий реверсивный характер работы передачи.

Принимаем для стали 40Х и термообработки «улучшение»,,.

Допускаемые напряжения изгиба для шестерней и колёс входной и выходной ступеней.

Допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев при перегрузках.

2.2.3 Выбор коэффициентов неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба.

Для выбора коэффициентов неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба необходимо знать:

• Твёрдость рабочих поверхностей зубьев,

• Величину коэффициента ширины шестерни относительно делительного диаметра ,

• Способ установки колёс относительно опор.

_{Способ установки колёс относительно опор - несимметричный.}

_{Входная ступень:}

_{Выходная ступень:}

2.2.4 - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния.

_{Для входной ступени:}

_{Для выходной ступени:}