Кинематические параметры привода

Вал	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость ω, с-1	Вращающий момент Т, Н∙м
I	2.9	1435	150	19.3
II	2.7	434	45.5	59.3
III	2.6	109	11,3	230

1.6. Вывод.

Анализ кинетических параметров, приведенных в таблице 1, показывает, что проектируемый привод обеспечивает значение выходных параметров Р_вых и n_вых в соответствии с заданием.

II. Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

2.1. Схема передачи.

1 – шестерня

2 – колесо

2.2. Задача расчета.

Назначение материалов для изготовления зубчатых колес твердости и термообработки; определение геометрических параметров передачи; проведение проверочных расчетов по критериям работоспособности.

2.3. Данные для расчета.

Вал	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость ω, с-1	Вращающий момент Т, Н∙м
II	2.7	434	45.5	59.3
III	2.6	109	11,3	230

2.4. Условия расчета.

Условиями работоспособности передачи являются: контактное напряжение и напряжение изгиба не должны превышать допускаемых значений, т.е. и

Допускаются отклонения: перегрузка не более 5% и недогрузка до 10%.

2.5. Расчет.

2.5.1. Выбор материалов.

Так как мощность привода меньше 10 кВт, выбираем для изготовления колес сталь с твердостью менее 350 НВ по Бринеллю.

Для лучшей прирабатываемости рекомендуется НВ₁ – твердость шестерни, НВ₂ – твердость колеса.

Выбираем для колеса сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость сердцевины НВ_С 235, твердость поверхности НВ_П 262, предел текучести мПа

Выбираем для шестерни сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость сердцевины НВ_С 269, твердость поверхности НВ_П 302, предел текучести мПа

НВ₁=302 больше НВ₂=262 на 40 единиц, т.е. требования выполняются.

2.5.2. Определение допускаемых напряжений.

Определяем допускаемое контактное напряжение

Для шестерни

Для колеса

Принимаем коэффициент долговечности K_HL=1

Для шестерни мПа

Для колеса мПа

В качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем

мПа

Определяем допускаемое напряжение изгиба

Для шестерни мПа

Для колеса мПа

2.5.3. Определение геометрических параметров зубчатых колес.

Определяем межосевое расстояние

где – передаточное число, ;

- коэффициент межосевого расстояния, принимаем ;

– коэффициент концентрации нагрузки ;

Отсюда мм

Полученное значение для нестандартных передач округляем до ближайшего по ГОСТ 6636-69, принимаем мм

Определяем модуль зацепления

Принимаем модуль нормали мм

Определяем число зубьев шестерни

принимаем , отсюда cosβ=0,96

тогда

Принимаем Z₁=22, тогда зубьев

Уточняем угол β

, тогда

Определяем диаметры шестерни и колеса:

Делительный диаметр шестерни

мм

Делительный диаметр колеса

мм

Диаметр окружности выступов шестерни

мм

Диаметр окружности выступов колеса

мм

Диаметр окружности впадин шестерни

мм

Диаметр окружности впадин колеса

мм

Определяем ширину зубчатых колес

мм

мм

Уточним межосевое расстояние

мм

Определяем окружную скорость

м/с Принимаю V=1 м/с.Для данной скорости назначаем 8 степень точности изготовления зубчатых колес.

2.5.4. Проверочный расчет передачи.

Определяем усилие в зацеплении

Окружная Н

Осевая Н

Радиальная Н

Определяем контактное напряжение в зацеплении

мПа

где К_Нα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями, принимаем К_Нα=1,09;

К_Нβ – коэффициент концентрации нагрузки, принимаем К_Нβ=1,02;

К_HV – коэффициент динамической нагрузки, принимаем К_HV=1,02

Рассчитываем отклонение от допустимого

Недогрузка составила 3.65%, что меньше допускаемых 10% следовательно, прочность по контактным напряжениям обеспечена.