2.3.1. Определение частоты вращения рабочего органа

n_р = = =42,03 об/мин

2.3.2. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням раздельных передач.

U_м= = =67,8

U_II=0,95* =0,95* =7,81=8

U_I= = =8,4=8

2.4. Параметры механизмов

Наименование валов передачи	№ вала	Параметры механизма
		Мощность Рj, кВт	Частота вращения nj, об/мин	Момент крутящий, Нм
				номинальный Тj	расчетный Тj расч
Ведущий редуктора	1	Р1 = Рдв = 3,0	n1 = nдв = 2850	Т1 = 9550 = 9550 = 10	15
Промежуточный редуктора	2	Р2 = Р1* η1 = 3*0,95= 2,85	n2 = = = =356,25	Т2 = 9550 = 9550 = =56,26	84,39
Ведомый редуктора	3	Р3 = Р2* ηI = =2,85*0,95 = =2,7	n3 = = = = 44,53	Т3 = 9550 = =9550 = =579,05	868,58

2.5. Выбор материалов и допускаемых напряжений

Производим выбор при соотношении материалов шестерни и колеса при НВ≤350.

Заготовка	Марка стали	Диаметр заготовки, мм	Твердость НВ	Пределы , мПа
				прочности в	текучести т
Шестерня	50Г	150…400	220	640	370
Колесо	45	90…120	200	550	280

2.6. Расчет допускаемых напряжений

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов:

для шестерни: _{н lim b1} = 2H_HB+70=2*200+70=470 МПа

для колеса: _{н lim b2} = 2H_HB+70=2*210+70=490 МПа

Допускаемые контактные напряжения _{Н Р,} МПа

для шестерни: _{Н Р1=} МПа

для колеса: _{Н Р2=} МПа

В качестве допускаемого контактного напряжения для косозубых зубчатых цилиндрических передач принимаем усредненное значение.

_{Н Р}=0,45*(_НР1+_НР2)=0,45*( + )= 392,72 Мпа

2.6. Допускаемые напряжения при расчете на выносливость зубьев при изгибе

для шестерни: _{F lim} = 1,8*H_HB=1,8*200=360 МПа

для колеса: _{F lim} = 1,8*H_HB =1,8*210=378 МПа

для шестерни: _{F Р1=} МПа

для колеса: _{F Р2=} МПа

2.7. Расчет зубчатой передачи на прочность

2.7.1.Расчет передачи на контактную прочность

Предварительный размер межосевого расстояния цилиндрической передачи, мм

а_w = K_a(U+1)

где K_a – вспомогательный коэффициент, равный для косозубой - K_a=430

U – передаточное отношение ступени редуктора U=8

T_2p – расчетный крутящий момент на ведомом валу ступени редуктора T_2p=868,58 Нм

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца =1,3

φ_bd = = =2,25 – вспомогательный параметр отношения рабочей ширины зубчатого венца зубчатого колеса ступени редуктора к начальному диаметру шестерни.

φ_ba – вспомогательный параметр отношения рабочей ширины зубчатого венца зубчатого колеса ступени редуктора к межосевому расстоянию φ_ba = 0,5

а_w = 430*(8+1) = 236,69 мм

Выбираем из числа стандартных значений

а_w = 250 мм

Значение модуля ступени выбирается по зависимости, мм

m_n= φ_ba = 0,5* = 6,25 мм = 6 мм

Определяем суммарное число зубьев

Z_ = cos() = cos(10 )= 81,6

 = 10

Округляем до целого значения

Z_ = 82

Уточняем угол наклона зубьев по формуле

 = arccos = arccos = 1,55

Число зубьев, колес округленные до ближайшего целого значения рассчитываем для шестерни и колеса:

z₁ = = = 9

z₂ = Z_ - z₁ = 82 – 9 = 73

Уточненное значение передаточного отношения передачи

U_ф = = = 8,1

Необходимо, что бы отклонение передаточного отношения одной ступени не превышало 2,24%

U= = = 1,25 2,24

Геометрические параметры зубчатых колес:

диаметры делительных окружностей, мм:

d₁ = = = 54,05мм

d₂ = = = 414,41мм

диаметры окружности вершин зубьев, мм:

d_a1 = d₁+2m_n = 54,05+2*6 = 66,05 мм

d_a2 = d₂+2m_n = 414,41+2*6 = 426,41 мм

диаметры окружностей впадин зубьев, мм:

d_f1 = d₁-2,5m_n = 54,05-2,5*6 = 39,05 мм

d_f2 = d₂-2,5m_n = 414,41-2,5*6 = 399,41 мм

ширина венцов зубчатого колеса и шестерни ступени, мм:

b₂ = φ_ba*a_w = 0,5*250 = 125 мм

b₁ = b₂-5 = 125-5 = 120 мм.

Окружность скорость, м/с:

V = = = 8,06 м/с.