2.1.10 Сводная таблица кинематических параметров привода

Таблица 2 - Кинематические параметры привода

№ вала	Р , кВт			Т , Нм
(1)	3,13	1430	149,81	20,91
(2)	3,98	307,5	32,18	92,52
(3)	3,8	94,6	9,9	282,64

Анализ результатов кинематических расчетов показал, что проектируемый прибор обеспечивает требуемые по заданию мощность и число оборотов на выходном валу привода.

2.2 Расчет закрытой зубчатой передачи (редуктора)

2.2.1 Задачи расчета

Задачами расчета закрытой зубчатой цилиндрической передачи являются:

- выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес передачи;

- определение геометрических параметров передачи;

- определение сил в зацеплении;

- выполнение проверочного расчета по критериям работоспособности;

- контактному напряжению и напряжению изгиба .

2.2.2 Данные для расчета

Исходными данными являются, кинематическая схема рабочей машины по заданию (кинематическая схема привода приведена на рис. 1) и кинематические параметры выходного вала прибора по заданию и данные таблицы 1.

2.2.3 Условия расчета

Условиями прочности и работоспособности закрытой зубчатой передачи являются соблюдение условий прочности по контактным напряжениям и напряжению изгиба.

, (2.15)

;

где и - соответственно расчетные значения контактного и изгибного напряжений проектируемой передачи;

и - соответственно допускаемые контактное и изгибное напряжения материалов колес.

2.2.4 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений и

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют зубчатые колеса с твердостью стали 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость материала шестерки нВ должна быть для прямозубых передач (50-70) нВ выше, чем материал колеса нВ . Таким образом, по таблице 7 [1] выбираем материал.

Шестерни: сталь 45; термообработка – улучшение; диаметр заготовки любой; твердость поверхности 260нВ.

Колеса: сталь – 45л; термообработка – улучшение; диаметр заготовки 315 мм; твердость поверхности 210 нВ

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса определяются по формулам:

; (2.16)

где и - коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса, которые для нормализованных и улучшенных колес должны быть 1 ≤ < 1,8 и определяются по формулам:

; (2.17)

где и - число циклов перемены напряжений соответствующие пределу выносливости и определяются по таблице 8 [1] в зависимости от нВ_ср:

=17,75*10

=10,35*10

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

, (2.18)

где - угловые скорости шестерни и колеса ;

- срок службы привода в часах;

= 365 , (2.19)

где - срок службы привода в годах;

- число смен, = 2;

- продолжительность смены, = 8 часов.

= 365 2 8 8 0,85 = 39712 часов;

N =573 ω , (2.20)

N =573 ω =573 39712 149,81=3,41 10⁹,

N =573 ω =573 39712 9,9=2,25 10⁸,

т.к. > , то принимаем = 1,

т.к. > , то принимаем = 1.

Таким образом, в формулах (2.15), (2.18), и рассчитывают по формулам, взятым из таблицы 6 [1].

; (2.21)

Т аким образом, допускаемое контактное напряжение материала шестерни и колеса равны

= 1 535 = 535 ,

= 1 445 = 445 .

При дальнейших расчетах, определяя геометрические параметры зубчатой передачи, используется среднее значение допускаемого контактного напряжения:

= 445Н/мм²

2.2.5. Определение допускаемых напряжений от изгиба материалов шестерни и колеса :

Величина допускаемого напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса находятся по формулам:

где , (2.23)

= 4 - число циклов перемены напряжений для всех сталей.

Если N > , то принимаем K_FL =1.

Величину определяем из таблицы 6 [1] по формуле в зависимости от нВ_ср.

= , (2.24)

= ;

= ,

= .

Расчет модуля зацепления для открытых зубчатых передач выполняем по меньшему из значений .