2 Кинематический и силовой расчет привода

2.1 Передаточные числа.

Общее передаточное отношение привода

,

Принимаем,.

.

2.2 Определение частоты вращения валов

Быстроходный вал редуктора:n₁ = n_эд = 950 об/мин;

Промежуточный вал редуктора:n₂₃ = n₁ / U₁₂ = 950 / 3,42 = 277,77 об/мин;

Тихоходный вал редуктора:n₄₅ = n₂₃ / U₃₄ = 277,77 / 3,5 = 79,36 об/мин.

Вал барабана n₆ = n₄₅ / U₅₆ = 79,36 / 3,5 = 17,63 об/мин

2.3 Угловые скорости валов

Угловые скорости определяем по формуле

 = n / 30, (2.4)

₁ = _эд = n_эд / 30 = 3,14950 / 30 = 99,43 рад/c;

₂₃= n₂₃ / 30 = 3,142227,77 / 30 = 29,07 рад/с;

₄₅= n₄₅ / 30 = 3,14279,36 / 30 = 8,30 рад/с.

₆= n₆ / 30 = 3,14217,63 / 30 = 1,84 рад/с.

2.4. Определение мощностей на валах.

Мощность на быстроходном валу редуктора

Р₁ = Р’_эд ·h_м= 8,83·0,98=8,65 кВт;

Мощность на промежуточном валу редуктора

Р₂₃= Р₁·h₁₂·h_П= 8,65·0,97·0,99= 8,30 кВт;

Мощность на тихоходном валу редуктора

Р₄₅ = Р₂₃·h₃₄·h_П = 8,30·0,96·0,99 = 7,88 кВт;

Мощность на валу барабана

Р₆ = Р₄₅·h₅₆·h_П = 7,88·0,96·0,99 = 7,48 кВт.

2.5 Определение крутящих моментов на валах

Крутящий момент на входном валу редуктора

Т₁= Р₁/ ₁ = 8,65 / 99,43= 86,99 Нм;

На промежуточном валу редуктора

Т₂₃ = Р₂₃ / ₂₃= 8,30/ 29,07 =285,51 Нм;

На выходном валу редуктора

Т₄₅ = Р₄₅ / ₄₅= 7,88/8,30 = 949,39 Нм.

На валу барабана

Т₆ = = Р₆ / ₆= 7,48/1,84= 4065,21 Нм.

Результаты расчета сводим в таблицу:

Индекс передачи	Передаточное число	Индекс вала	Частота вращения, об/мин	Угловая скорость, с-1	Мощность кВт	Крутящий момент, Нм
1-2	U12=3,43	1	n1=950		Р1=8,65
		2-3	n23=277,77		Р23=8,30
3-4	U34=3,5
		4-5	n45=79,36		Р45=7,88
5-6	U56=4,5
		6	n6=17,63		Р6=7,48

Таблица 2.1 - Основные кинематические и силовые параметры привода

3 Расчет механических передач

3.1 Расчет передачи 1-2 и 3-4

Передача 1-2 и 3-4 являются закрытыми, поэтому расчет ведется по контактным напряжениям.

3.1.1.Выбор материала зубчатых колёс.

Таблица 3.1 - Выбор материалов, термообработки и твёрдости [2]

Звено	Марка материала	Термообработка	Твёрдость НВ	Gт, МПа
Шестерня	Сталь 45	Улучшение	285,5	540
Колесо	Сталь 45	Улучшение	248,5

3.1.2.Определение допускаемых напряжений.

3.1.2.1.Определение допускаемых контактных напряжений.

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны ,

где - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

S_н - коэффициент безопасности. Для зубчатых колёс с однородной структурой (нормализация, закалка, улучшение, объёмная закалка) материала S_н=1,1.

,

где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

- коэффициент долговечности.

Принимаем по табл.4.1 [1.стр.14].

Н/мм²;

Н/мм².

- базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

_;

_;

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой нагрузки ,

n – частота вращения рассчитываемого колеса, 1/мин;

с - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот;

- максимальный из длительно действующих моментов;

T_i – момент действующий в i-ое время;

t_i – время действия i-го момента; t_i определяется в долях от суммарного времени работы передачи согласно графику нагрузки.

,

где - количество лет эксплуатации,- коэффициент годового использования;- коэффициент суточного использования.

часов;

с=1;

;

- Для звена 12

- Для звена 34

Принимаем =1;

Принимаем =1 – Для звена 12

Принимаем =1;

- Для звена 34

Н/мм²;

Н/мм² – Для звена 12

- Для звена 34

Н/мм²;

Н/мм² - Для звена 12

Н/мм²

Н/мм² - Для звена 34

Для косозубой передачи

принимаем Н/мм², Н/мм²

3.1.2.2.Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.

, (3.41)

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

S_F - коэффициент безопасности.

По табл.4.3 [1.стр.17] принимаем S_F=1,75;

Н/мм²;

Н/мм² – Для звена 12

Н/мм²

Н/мм² - Для звена 34

, (3.42)

- предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм².

-коэффициент долговечности

, (3.43)

Для зубчатых колёс с твёрдостью и зубчатых колёс со шлифованной переходной поверхностью, независимо от твёрдостиm_F=6.

При принимается.

- базовое число циклов перемены напряжений;

, (3.44)

- эквивалентное число циклов перемены напряжений;

, (3.45)

с=1.

;

- Для звена 12

- Для звена 34

Принимаем =1;

Принимаем =1.

Принимаем =1;

Принимаем =1;

Н/мм²;

Н/мм².

Н/мм².

Н/мм²;

.

3.1.2.3Определение допускаемых предельных напряжений при расчете на контактную и изгибную прочность по максимальным нагрузкам.

Н/мм²;

Н/мм²;

Н/мм²;

Н/мм²;

Н/мм².

3.1.3 Определение коэффициентов нагрузки

3.1.3.1.Коэффициенты концентрации нагрузки.

По ГОСТ 21334-75 установлено 7 основных схем расположения элементов передач относительно опор. Для передачи 1-2 и 3-4 принимаем схему 4 и 5. Для выбора коэффициентов рассчитываем параметр .

, где: - передаточное число рассчитываемой передачи.

Тогда из графиков, ориентируясь по рисунку 5.1. [1.стр.22] при и, определяем значения коэффициентов концентрации нагрузки.

; (4)

;(5)

3.1.3.2.Динамические коэффициенты.

Значения коэффициентов ивыбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости .

При расчете прямозубых конических передач степень точности принимается на одну меньше фактической .

Окружную скорость определяем по формуле 5.3 [1.стр.23]:

, (3.47)

где - частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс, 1/мин;

- вспомогательный коэффициент;

- момент на колесе рассчитываемой пары, Нм.

По табл.5.1. [1.стр.23] принимаем .

м/с;

По табл.5.2 [1.стр.24] принимаем для передачи 1-2 8-ю степень точности.

Коэффициент принимаем по табл.5.3 [1.стр.25],

.

Коэффициент принимаем по табл.5.4 [1.стр.26],

.

;

.

По табл.5.2 [1.стр.24] принимаем для передачи 3-4 8-ю степень точности.

Коэффициент принимаем по табл.5.3 [1.стр.25],

.

Коэффициент принимаем по табл.5.4 [1.стр.26],

.

;

.

3.1.4.Геометрические параметры.

3.1.4.1.Предварительное значение межосевого расстояния.

Межосевое расстояние определяем по формуле (1.2) [3.стр.4]:

, мм (3.33)

где - момент крутящий на колесе, Н мм;

- коэффициент нагрузки;

- допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

- передаточное число рассчитываемой передачи;

мм,

мм,

Принимаем =173 мм.

3.1.4.2.Модуль зацепления.

Нормальный модуль в зацеплении косозубых цилиндрических колес определяется из следующего эмпирического соотношения:

, (3.34)

Зависимость (3.34) не является теоретически точной. При её использовании следует руководствоваться следующими соображениями: при твердости поверхности зубьев Н<HB 350 берется нижнее значение указанного интервала.

мм.

Принимаем мм.

3.1.4.3.Числа зубьев зубчатых колес.

Суммарное число зубьев определяем по формуле (1.4) [3.стр.5]:

, (3.35)

где - угол наклона на делительном цилиндре.

Так как значение угла является неизвестным, то предварительно задаются величиной, а затем уточняют.

Принимаем ;

; принимаем 194

(3.36)

Число зубьев шестерни:

;

Число зубьев колеса:

.

Число зубьев шестерни:

;

Число зубьев колеса:

.

Уточняем значение .

3.1.4.4.Геометрические размеры передачи.

Диаметры делительных окружностей:

мм;

мм.

мм

мм

Диаметры окружностей вершин:

мм;

мм.

мм

мм

Диаметры окружностей впадин:

мм;

мм.

мм

мм

Ширина зубчатого венца колеса:

мм; принимаем мм

Ширина зубчатого венца шестерни:

мм.

3.1.5 Проверочный расчет

3.3.5.1 Проверочный расчет по контактным напряжениям

, (3.37)

В зависимость (3.34) момент подставляется в Н мм, все линейные величины в мм.

145,2<447,75 Н/мм² .

<482,37 Н/мм²

3.1.5.2.Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

Предварительно определим коэффициенты прочности зуба шестерни и колеса по табл.6.5 [3.стр.32] в зависимости от приведенного числа зубьев колес (,,,).

, (3.38)

, (3.39)

;

;

Принимаем .

Проверочный расчет по напряжениям изгиба выполняется отдельно для зуба шестерни и колеса.

, (3.40)

Н/мм²; Н/мм²

3.1.5.4 Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам

,

Н/мм²;

Н/мм²;

,

Н/мм².

3.3.6.Силы, действующие в зацеплении.

Н - окружная сила, (3.41)

Н - окружная сила,

Н - радиальная сила (3.42)

Н- радиальная сила

Н - осевая сила, (3.43)

Н- осевая сила

Результаты расчетов заносим в таблицу 3.2

Таблица 3.2

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние		мм	173
2. Число зубьев шестерни	Z1	мм	44
3. Число зубьев колеса	Z2	мм	150
4. Число зубьев шестерни	Z3	мм	43
5. Число зубьев колеса	Z4	мм	151

6. Нормальный модуль зацепления			mn	мм		1,75
7. Диаметр делительной окружности шестерни			D1	мм		78,474
8. Диаметр делительной окружности колеса			D2	мм		267,526
9. Диаметр делительной окружности шестерни			D3	мм		76,691
10. Диаметр делительной окружности колеса			D4	мм		269,309
11. Диаметр окружности впадин колеса			df1	мм		74,099
12. Диаметр окружности впадин шестерни			df2	мм		263,151
13. Диаметр окружности впадин колеса			df3	мм		72,316
14. Диаметр окружности впадин шестерни			df4	мм		264,934
15. Степень точности передачи 12			-	-		8-я
16. Степень точности передачи 34			-	-		8-я
17. Диаметр окружности выступов шестерни			Da1	мм		81,974
18. Диаметр окружности выступов колеса			Da2	мм		271,026
19. Диаметр окружности выступов шестерни			Da3	мм		80,191

20. Диаметр окружности выступов колеса	Da4	мм	272,809
21. Ширина зубчатого венца шестерни	B1= B3	мм	83
22. Ширина зубчатого венца колеса	B2= B4	мм	78
23. Угол наклона зуба		град	11
24. Окружная сила в зацеплении	Ft1= Ft2	Н	2134,45
25. Окружная сила в зацеплении	Ft3= Ft4	Н	7050,56
26. Радиальная сила в зацеплении	Fr1= Fr2	Н	704,4
27. Радиальная сила в зацеплении	Fr3= Fr4	Н	2325,49
28. Осевая сила в зацеплении	Fа1= Fа2	Н	372,52
29. Осевая сила в зацеплении	Fа3= Fа4	Н	1230,51