2.2.2 Визначення передаточного числа привода для всіх варіантів типів двигуна при заданій номінальній потужності Рном.

Таблиця 2.4 – Передаточні числа привода для всіх варіантів типів двигуна при заданій номінальній потужності

Варіант	Частота обертання, об/хв		Передаточне число привода
	вала двигуна номінальна	приводного вала робочої машини
1	2840	93,4	30,4
2	1435	93,4	15,4
3	955	93,4	10,2
4	700	93,4	7,5

2.2.3 Визначення передаточних чисел ступенів привода

Вибрано передаточне число циліндричного редуктора u_зп постійним для всіх варіантів типів двигуна u_зп=4 [1,табл.2.5] і визначається передаточне число відкритої передачі

Таблиця 2.6

Передаточне число	Варіанти
	1	2	3	4
загальне для привода	30,4	15,4	10,2	7,5
клинопасової передачі	7,6	3,85	2,55	1,88
циліндричного редуктора	4	4	4	4

Аналізуючи отримані результати робиться висновок:

Двигуни з великою частотою обертання мають низький робочий ресурс, а двигуни з низькими частотами, дуже металоємки, отже 1 і 4 варіанти відпадають.

У варіанті 2 передаточне число відкритої передачі більше за допустиме u_вп=3,85 (2...3). Вибрано двигун варіанту 3.

Прийнято двигун 4АМ112МА6Y3 u=10,2; u_зп=4; u_вп=2,55; n_ном=955 об/хв; Р_ном=3 кВт

2.2.4 Визначення максимально допустимого відхилення частоти обертання приводного вала робочої машини

об/хв.

де  = 7 % - допустиме відхилення швидкості (береться з завдання)

2.2.5 Визначення допустимої частоти обертання приводного вала робочої машини

об/хв

2.3 Визначення силових і кінематичних параметрів привода

2.3.1 Визначення потужності

двигуна

Р_дв =2,3 кВт

швидкохідної ступені

Р₁= Р_дв_вп_пк= 2,30,950,99 = 2,2 кВт

Тихохідної ступені

Р₂= Р₁_зп_пк = 2,20,960,99=2,1 кВт

Робочої машини

Р_рм= Р₂_м_пс =2,10,980,99=2,0 кВт

2.3.2. Визначення частоти обертання

двигуна

n_ном = 955 об/хв

швидкохідної ступені

n₁= = 955/2,55=375 об/хв.

тихохідної ступені

n₂= =375/4 = 94 об/хв

робочої машини

n_рм= n₂ =93, 4об/хв

2.3.3 Визначення кутової швидкості

двигуна

= = 99,9 с^-1

швидкохідної ступені

= = 39,2 с^-1

тихохідної ступені

₂= = = 9,8 с^-1

робочої машини

= 9,8 с^-1

2.3.4 Визначення потужності

двигуна

= =23,0 Н∙м

швидкохідної ступені

=23,00,950,99∙2,55 = 55,2 Н∙м

тихохідної ступені

=55,240,960,99 = 209,8 Н∙м

робочої машини

= 209,80,980,99= 203,5 Н∙м

Таблиця 2.8 Силові і кінематичні параметри привода

Тип двигуна 4АМ112MB6Y3 Рном = 4 кВт, nном= 950 об/хв
Параметр	Передача		Параметр	Вал
	закрита	відкрита		двигуна	редуктора		робочої машини
					швидкохідний	тихохідний
Передаточне число u	4	2.55	Розрахункова потужність Р, кВт	2,3	2,2	2,1	2,0
			Кутова швидкість , 1/с	99,9	39,2	9,8	9,8
			Частота обертання n, об/хв	950	365	91	90,3
ККД 	0,96	0,95	Обертаючий момент Т, Нм	23	55,2	209,8	203,5

3 ВИБІР МАТЕРІАЛУ ЗАКРИТОЇ ПЕРЕДАЧІ. ВИЗНАЧЕННЯ ДОПУСТИМИХ НАПРУЖЕНЬ

ВИБІР МАТЕРІАЛУ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ. ВИЗНАЧЕННЯ ДОПУСТИМИХ НАПРУЖЕНЬ

3.1. Вибір матеріалу і термообробки зубчастої передачі

3.1.1 Вибрати твердість термообробку і матеріал коліс згідно таблиці 3.1

3.1.2 Результати вибору оформити у вигляді таблиці 3.2

Таблиця 3.2 – Матеріал і термообробка зубчастої передачі

Елемент передачі	Матеріал	Термообробка	Твердість
Шестерня	сталь 40Х	П+СВЧ	4 НRC
Колесо	сталь 40Х	П	5 НВ

3.1.3 З таблиці 3.3 виписати механічні характеристики матеріалу

Таблиця 3.4 Механічні характеристики сталі

Елемент передачі	Марка сталі	Дпред, мм	Sпред, мм	Термообробка	Твердість заготовки	В	Т	-1
						МПа
Шестерня	40Х	125	80	У+СВЧ	45…50 НRC	900	750	410
Колесо	40Х	125	80	У	269...302 НВ	900	750	410

3.2 Обчислення середньої твердості зубчастих коліс

шестерня

НRC _ср1 = = 47,5 HRC

колесо

НВ_ср2 = = 285 HB

3.3 Обчислення допустимих контактних напружень []_H

3.3.1 Визначення числа циклів зміни напружень

N₁=573 ₁L_h, = 57339.210000 = 22510⁶

N₂=573 ₂L_h, = 5739.810000 = 56,210⁶

3.3.2 Визначення числа циклів зміни напружень, відповідно границі витривалості

Шестерня НRC _ср1= 47 HRC N_НО1 = 6810⁶

Колесо НВ_ср2 = 285 HB

10⁶

3.3.3 Визначення коефіцієнту довговічності K_HL шестерні і колеса

N₁ = 22510⁶ N_НО1 = 6810⁶

N₂ = 56,210⁶ N_НО2 = 22,510⁶

Так, як N₁>N_но1, то прийнято

K_HL1=1;

Так, як N₂>N_но2, то прийнято

K_HL2=1

3.3.4 Визначення допустимих контактних напружень []_HO, які відповідають границі контактної витривалості при числі циклів зміни напружень N_НО

[]_HO1 = 14 НRC _ср1 +170 = 1447+170 = 828 МПа

[]_HO2 = 1,8 НВ₂+67 = 1,8285+67 = 580 МПа

3.3.5 Визначення допустимих контактних напружень для зубів шестерні []_H1 і колеса []_H2

[]_H1= K_HL1[]_HO1 = 1828= 828 МПа

[]_H2= K_HL2[]_HO2 = 1580 = 580 МПа

В подальших розрахунках приймається

[]_H = 0,45([]_H1 +[]_H2 )= 0,45(828+580)=634 МПа

3.4 Обчислення допустимих напружень згину []_F

3.4.1 Визначення коефіцієнту довговічності K_FL

N₁ = 22510⁶ ; N₂ = 56,210⁶ ; N_FO = 410⁶

Так, як N₁>N_FO1 і N₂>N_FO2 то прийнято

K_FL1=1; K_FL2=1.

3.4.2 Визначення допустимих напружень згину []_FО, які відповідають границі витривалості на згин при числі циклів зміни напружень N_FО

[]_FО1 = 310 МПа

[]_FО2 = 1,03НВ_ср2 = 1,03285= 293,6 МПа

3.4.3 Визначення допустимих напружень згину для зубів шестерні []_F1 і колеса []_F2

[]_F1= K_FL1[]_FO1= 1310= 310 МПа

[]_F2=K_FL2[]_FO2 = 1294=294 МПа

3.5 Скласти таблицю 3.5

Таблиця 3.5 Механічні характеристики матеріалів зубчастої передачі

Елемент передачі	Марка сталі	Dгр мм	Термообробка	HВ1ср	В	Т	-1	Н	F
		Sгр мм		HВ2ср	МПа
Шестерня	40Х	125	П	47	900	750	410	634	294
Колесо	40Х	80	П+СВЧ	285	900	750	410

4 РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОЇ ПЕРЕДАЧІ ПРИВОДА.

Исходные данные

1. Вращающий момент на валу колеса Т2 2.0980000000E+02

2. Передаточное число u= 4.0000000000E+00

3. Угловая скорость колеса(рад/с) w2= 9.2000000000E+00

4. Допускаемые контактные напряжения передачи (МПа) g= 6.3400000000E+02

5. Допускаемые напряжения изгиба шестерни (МПа) c1= 3.1000000000E+02

6. Допускаемые напряжения изгиба колеса (МПа) c2= 2.9400000000E+02

7. Предельный диаметр заготовки (мм) q= 1.2500000000E+02

8. Предельная толщина заготовки (мм) s= 8.0000000000E+01

9. Коэффициент ширины венца колеса x1= 3.0000000000E-01

Результаты геометрического расчета передачи

1.Коэффициент ширины венца колеса x2= 7.5000000000E-01

2.Расчетное значение межосевого расстояния (мм) А1= 1.0262040008E+02

3.Принятое значение межосевого расстояния (мм) А= 1.0000000000E+02

4.Расчетное значение модуля зацепления (мм) М1= 1.8477283771E+00

5.Принятое значение модуля зацепления (мм) М= 2.0000000000E+00

6.Угол наклона линии зуба (град) Р= 1.4077004189E+01

7.Число зубьев шестерни z1= 2.0000000000E+01

8.Число зубьев колеса z2= 8.0000000000E+01

9.Суммарное число зубьев z3 1.0000000000E+02

10.Фактическое передаточное число u1= 4.0000000000E+00

11.Отклонение передаточного числа (%) u2= 0.0000000000E+00

12.Делительный диаметр шестерни (мм) D1= 4.1237113402E+01

13.Диаметр вершин зубьев шестерни (мм) D3= 4.5237113402E+01

14.Диаметр впадин зубьев шестерни (мм) D4= 3.6237113402E+01

15.Делительный диаметр колеса (мм) D2= 1.5876288660E+02

16.Диаметр вершин зубьев колеса (мм) D5= 1.6276288660E+02

17.Диаметр впадин зубьев колеса (мм) D6= 1.5376288660E+02

18.Ширина колеса (мм) В2= 3.2000000000E+01

19.Диаметр заготовки (мм) Q1= 5.1237113402E+01

20.Толщина заготовки (мм) S1= ,S1

Результаты силового расчета передачи

--------------------------------------

1. Окружная сила (Н) F1= 2.6429350649E+03

2.Радиальная сила (Н) F2= 9.9115471455E+02

3.Осевая сила (Н) F3= 6.6238196490E+02

4.Окружная скорость колес (м/с) V= 7.3030927835E-01

5.Степень точности колес- 9.0000000000E+00

6.Расчетные контактные напряжения (МПа) G1= 6.5151327851E+02

7.Недогрузка (перегрузка ) передачи (%) H= 2.7623467682E+00

8.Эквивалентное число зубьев шестерни V1= 2.0000000000E+01

9.Эквивалентное число зубьев колеса V2= 8.0000000000E+01

10.Коэффициент наклона линии зуба Y3 8.9944997008E-01

11.Напряжения изгиба в зубьях шестерни (МПа) E1= 1.7968144277E+02

12.Напряжения изгиба в зубьях колеса (МПа) E2= 1.5937346644E+02