2.3. Определение кинематических параметров привода.

Кинематические и силовые параметры привода рассчитываются на валах привода из требуемой (расчетной) мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме.

Таблица 2.3.1. Кинематические параметры привода

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
		ДВ- М- ЗП- ОП- ИО
Частота вращения n, об/мин	ДВ	nном = 935
	Б	n1= nном = 935
	Т	n2= n1 / uзп = 920/4=233,8
	ИО	nио = n2 / uоп =233,8/2,45= 95,4
Угловая скорость ω, 1/с	ДВ	ωном =πnном / 30 =3,14935/30= 97,9
	Б	ω1= ωном = 97,9
	Т	ω2= ω1/ uзп = 97,9/4=24,5
	ИО	ωио= ω2/ uоп = 24,5/ 2,45= 10

2.4. Определение силовых параметров привода.

Таблица 2.4.1. Силовые параметры привода

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
		ДВ – М – ЗП – ОП - ИО
Мощность P, кВт	ДВ	Рдв = 1,3 кВт
	Б	Р1= Рдв ηмηпк = 1,30.980.995 = 1,27
	Т	Р2= Р1 ηзпηпк = 1,270,970,995 = 1,23
	ИО	Рио = Р2 ηопηпк = 1,230,970,995 = 1,19
Вращающий момент Т, Н м	ДВ	Тдв = Рдв /ωном = 1300 / 97,9 = 13,3
	Б	Т1= Тдв ηмηпк = 13,30,980,995 = 12,96
	Т	Т2= Т1 uзп ηзпηпк =12,9640,970,995 = 50
	ИО	Тио = Т2 uоп ηопηпк = 502,450,970,995 =118,2

3.Выбор материала передач. Закрытая цилиндрическая прямозубая передача.

3.1.Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Элемент передачи	Марка ста ли	, мм	, мм	Термообработка
Шестерня Колесо	40Х	125 200	80 125	Улучше -ние	269…302 235…262	285,5 248,5	900 790	410 375

40Х – сталь легированная конструкционная

– твердость шестерни (быстроходный вал)

– твердость зубчатого колеса (тихоходный вал)

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни назначается больше твердости колеса : (при твердости материала ). В данном случае эта разность составляет 37 HB.

Термообработка – улучшение: обеспечивает свойства хорошей и быстрой прирабатываемости зубьев колес и сохранения точности, полученной при механической обработке. Но нарезание зубьев труднее из-за большей их твердости.

– предельный диаметр заготовки шестерни, мм.

– предельная толщина заготовки колеса, мм.

3.2.Определение допускаемых контактных напряжений .

– допускаемое контактное напряжение при расчетах на прочность для зубьев шестерни;

– допускаемое контактное напряжение при расчетах на прочность для зубьев колеса.

3.3.Определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни и колеса .

где – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, млн. циклов;

– число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

где – угловая скорость соответствующего вала, 1/с;

– срок службы привода (ресурс), ч.

циклов

Т.к. 285,5 (или 30) , то млн. циклов

Т.к. , то

циклов

Т.к. 248,5 (или 25) , то млн. циклов

Т.к. , то

3.4.Определение допускаемого контактного напряжения для зубьев шестерни и колеса , соответствующего пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений и .

3.5.Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни и колеса .

Цилиндрическую зубчатую передачу при рассчитывают по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , т.е. по менее прочным зубьям:

3.6.Определение допускаемых напряжений изгиба .

3.6.1.Определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни и колеса :

где – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости, млн. циклов;

– число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

Т.к. , то

циклов

Т.к. , то

3.6.2.Определение допускаемого напряжения изгиба и , соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений :

3.6.3.Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса :

Цилиндрическую зубчатую передачу рассчитывают по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , т.е. по менее прочным зубьям (+случай реверсивной передачи: -25%):

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	HB1ср
		Sпред		HB2ср	Н/мм2
Шестерня	40Х	125	У	285,5	580,9	294,065
Колесо	40Х	80	У+ТЧВ	248,5	514,3	255,995

4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

4.1. Межосевое расстояние.

где

- вспомогательный коэффициент

- коэффициент ширины венца колеса

- коэффициент неравномерности нагрузки

4.2. Определение модуля зацепления.

где

- вспомогательный коэффициент

- делительный диаметр колеса

- ширина венца колеса

Принимаем m = 1,25 мм

4.3. Угол наклона зубьев.

4.4. Суммарное число зубьев шестерни и колеса.

4.5. Уточнение действительного угла наклона зубьев.

4.6. Число зубьев шестерни.

4.7. Число зубьев колеса.

4.8. Фактическое передаточное число.

4.9. Фактическое межосевое расстояние.

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	делительный	d1=28	d2=114
	верш.зубьев	da1=31	da2=116
	впад.зубьев	df1=25	df2=111
Ширина венца		b1=29	b2=25

Проверочный расчет.

4.10. Межосевое расстояние.

4.11. Пригодность колес.

Условие пригодности:

Диаметр заготовки шестерни:

Толщина диска заготовки колеса:

Сравнивая результаты расчета можно сказать, что проверка успешна выполнена.

4.12. Контактные напряжения.

где - вспомогательный коэффициент

- окружная сила в зацеплении

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

,1

- окружная скорость .

- коэффициент динамической нагрузки

Так как недогрузка передачи допускается не более 10%, то проверка выполнена успешно.

Проверка по напряжениям на изгиб зубьев шестерни выполнена успешно.

Проектный расчет.
Параметр.	Значение.	Параметр.	Значение.
Межосевое расстояние,aw	71	Угол наклона зубьев,	12,28
Модуль зацепления,m	1,25	Диаметр делительной окружности: Шестерни d1 Колеса d2	28 114
Ширина зубчатого венца: Шестерни b1 Колеса b2	29 25
Число зубьев: Шестерни z1 Колеса z2	22 89	Диаметр окружности вершин: Шестерни da1 Колеса da2	31 116
Вид зубьев		Диаметр окружности впадин: Шестерни df1 Колеса df2	25 111
Проверочный расчет.
Параметр.	Допускаемые значения.	Расчетные значения.	Примечание.
Контактные напряжения ,Н/мм2	514,3	497	Недогрузка 3,36%

5.Проектирование открытой передачи