3. Расчет передач привода

3.1 Расчет зубчатой передачи привода.

Рис.3.1. Расчетная схема зубчатой передачи

3.1.1 Выбор материала и термообработки колёс:

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов редуктора, выбираем материалы, позволяющие наиболее эффективно использовать как пространство занимаемое редуктором, так и способность передавать мощность используемых материалов, и таким образом снизим расход материалов, а значит и стоимость редуктора. Принимаем для шестерни и колеса сталь 45 с термообработкой – улучшение.

Твердость зубьев шестерни и колеса:

3.1.2 Расчет критериев прочности

Определяем допускаемое контактное напряжение:

-предел контактной выносливости при базовом числе циклов

– коэффициент долговечности

– коэффициент запаса прочности(безопасности)

;

3.1.3 Проектный расчет

Определяем межосевое расстояние:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. (по рис. 4.2.3 а,б [1])

- коэффициент внешней динамической нагрузки (по табл. 4.2.8 [1])

– передаточное отношение

- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Примем большее стандартное значение:

Выбор нормального модуля зацепления:

_{Принимаем m=2.5 (по табл. 4.2.1 [1])}

_{Примем предварительный угол наклона зубьев:}

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Общее количество зубьев:

О пределение угла :

Длительные диаметры:

Проверка:

Определяем диаметры вершин зубьев:

_{Ширина колеса:}

_{Ширина шестерни:}

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности:

Восьмая степень точности.

3.1.4 Проверочный расчет передач привода на прочность

Проверка контактных напряжений:

- коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

-динамический коэффициент

-коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

Условие прочности выполнено. Материал используется рационально.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

- коэффициент,оучитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба

- коэффициент динамичности

-коэффициентпнагрузки

Допускаемые напряжения:

-шестерня

-колесо

Выбираем меньшее значение:

-коэффициент торцового перекрытия

-степень точности зубчатых колес

-коэффициент для компесации погрешности

Прочность зуба колеса:

Условие прочности выполнено. Материал используется рационально.

3.1.5 Расчет сил зацепления в зубчатой передаче

Окружная:

Радиальная:

_{Осевая:}

3.2 Расчет цепной передачи.

Рис.3.2. Расчетная схема цепной передачи

Определение шага цепи:

(стр. 89 п.1 [2])

K_э=К_дК_сК_θК_регК_р – коэффициент эксплуатации

К_д=1 – коэффициент динамичности нагрузки

К_с=1 – коффициент способа смазывания

К_θ=1 – коэффициент положения передачи

К_рег=1.25 – коэффициент регулировки межосевого расстояния

К_р=1.5– коффициент режима работы

K_э=К_дК_сК_θК_регК_р=1.875

Z₁=29-2u=23 –число зубьев звездочки

V=1 – число рядов цепи

[р_ц]=24 – допускаемое давление в шарнирах цепи (по табл 5.8 [2])

Принимаем шаг цепи :

р=31,75 (мм) (по табл. К32 [2])

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

Определяем фактическое передаточное число :

Определяем оптимальное межосевое расстояние:

a=(30…50)p=40*31,75=1270

Определяем число звеньев цепи :

Уточняем межосевое расстояние a_p в шагах:

Определяем фактическое межосевое расстояние:

Монтажное межосевое расстояние:

Определим длину цепи:

Определяем диаметры звездочек:

_{- ведущая звездочка}

_{- ведомая звездочка}

Определяем диаметры окружности выступов:

(стр. 92 п.9 [2])

(стр. 92 п.9 [2])

К=0.7 – коэффициент высоты зуба

К_z1 – коэффициент числа зубьев

d=9,53– диаметр ролика шарнира (по табл. К32 [2])

-ведущая звездочка

- ведомая звездочка

(стр. 92 п.9 [2])

Определяем диаметр окружностей впадин:

- ведущая звездочка

- ведомая звездочка

Проверочный расчет:

(стр. 93 п.10 [2])

Проверяем частоту вращения меньшей звездочки:

Условие выполняется.

Проверяем число ударов цепи о зубья звездочки:

(стр. 93 п.13 [2])

(стр. 93 п.12 [2])

(стр. 93 п.11 [2])

Условие выполняется.

Определяем фактическую скорость цепи:

Определяем окружную силу передаваемую цепью:

Проверяем давление в шарнирах цепи:

А – площадь опорной поверхности шарнира (А=db).

d=9,53 – диаметр ролика (по табл К32 [2])

b=19,05 – ширина внутреннего звена (по табл К32 [2])

Условие выполняется.

_{Проверяем прочность цепи:}

[S]=10,2 (по табл. 5.9 [2])

(стр. 93 п.15 [2])

F_p = 8900 – разрушающая нагрузка цепи (по табл. К32[2])

F_o- предварительное натяжение цепи от провисания

q=2.6 – масса 1м цепи (по табл. К32[2])

К_f – коэффициент провисания (по табл К_f=3)

- натяжение цепи от центробежных сил

=qv²

Условие выполняется.

(стр. 94 п.16 [2])

Определяем силу давления цепи на вал:

К_b- коэффициент нагрузки вала (К_b=1.15 ) (по табл. 5.7[2])