3 Определение кинематических и силовых параметров привода

Этот расчет необходимо начать с разбивки общего передаточного числа привода между его ступенями.

В рассматриваемой в курсовой работе схеме привода есть открытая передача , а также одноступенчатый зубчатый цилиндрический редуктор. Для разбивки необходимо задаться стандартным значением передаточного числа зубчатой передачи редуктора в соответствии с рекомендуемым интервалом из стандартного ряда. Примем . Тогда передаточное число открытой передачи определится по формуле: Сохраняя для зубчатой передачи рекомендуемое единым рядом чисел значение передаточного отношения , уточняем передаточное отношение роликовой цепной передачи

.

Частота вращения ведущего вала редуктора равна частоте вращения вала двигателя, так как между ними нет передачи, а они соединены муфтой.

Частота вращения тихоходного вала редуктора

Частота вращения вала рабочей машины

.

Момент на валу электродвигателя

.

Момент на входном валу редуктора

.

Момент на выходном валу редуктора

.

Момент на валу транспортера (рабочей машины)

.

Общее передаточное число 12,5

Номинальная частота вращения вала 705 об/мин

Номинальный вращательный момент на валу 142 Н м

Коэффициент полезного действия привода 0.89

4. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

При работе передачи зубья испытывают контактные и изгибные напряжения. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи в курсовой работе приведен только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации оказывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется. В качестве исходных данных для расчета зубчатой передачи примем материалы и механические характеристики шестерни и колеса, приведенные в таблице 3.

Таблица 3 – Материалы колес и их механические характеристики

Характеристики	Шестерня	Колесо
Марка стали	Сталь 40Х ГОСТ 4543-71	Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Метод получения заготовки	Поковка	Поковка
Термическая обработка	Улучшение	Улучшение
Интервал твердости, НВ	269…302	235…262
Средняя твердость, НВср	285,5	248,5
Предел текучести, , МПа	750	540
Предел прочности, , Мпа	900	780
Допускаемое контактное напряжение, , Мпа	583	515
Максимально допускаемое напряжение при перегрузках, , МПа	2100	1512

Рис 1 – Геометрические параметры зубчатой передачи

Расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи

Исходные данные принимаются по результатам предыдущих расчетов:

- номинальный вращающий момент на ведомом валу проектируемой цилиндрической передачи:

- номинальная частота вращения ведущего вала передачи

- передаточное отношение цилиндрической передачи

- коэффициент концентрации нагрузки

- допускаемые контактные напряжения при переменном режиме нагружения:

- допускаемые напряжения изгиба при переменном режиме нагружения шестерни и колеса: и

- допускаемые максимальные контактные напряжения:

- допускаемые максимальные напряжения изгиба:

- коэффициенты долговечности: и

Расчет межосевого расстояния передачи и ширины зубчатых колес

Главный геометрический параметр цилиндрической зубчатой передачи – межосевое расстояние а (рисунок 1). Предварительно его значение рассчитывается из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев по формуле:

где T₃ – вращающий момент на валу колеса

коэффициент ширины колеса, который выбирают по таблице 3.3. при симметричном расположении относительно опор: .

Тогда предварительное межосевое расстояние примет значение:

Рассчитанную величину округляем до ближайшего значения по единому ряду, т.е. принимаем

Предварительная ширина зубчатых колес и шестерни соответствует произведению:

Полученные расчетные значения округляем по единому ряду главных параметров редуктора:

При твердости зубьев НВ 350 нормальный модуль зацепления выбирают из стандартного ряда в рекомендованном интервале:

.

Принимаем нормальный модуль зацепления прямозубой цилиндрической передачи .

Предварительное суммарное число зубьев для прямозубых цилиндрических колес вычисляют по отношению:

.

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из отношения:

.

Принимаем:

Число зубьев колеса:

.

Фактическое передаточное число соответствует:

.

Отклонение фактического передаточного числа составляет

.

Условия прочности по контактным напряжениям при переменном режиме нагружении имеет вид

,

где K_HV2 – коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес , рассчитываемой по зависимости

Этой скорости соответствует 9-я степень точности .

Тогда при скорости 1,37 м/с, 9-й степени точности и твердости зубьев выбираем .

Действительное контактное напряжение равно

т.е. условие поверхностной прочности зубьев при переменном режиме нагружения выполняется.

Разница между расчетными и допускаемыми напряжениями определяют по зависимости

- допускается.

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках имеет вид

Поскольку расчетное максимальное напряжение меньше допускаемого, то условие статической контактной прочности при кратковременных перегрузках выполняется.

Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи проведен только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется.