С учетом дополнительных условий и при отклонении u₁ от стандартного не более 4%, предпочтителен вариант 2, для которого u₁= 3,26 (стандартное значение – 3,15), u₂ = 4,0.

Итог: принимаем в качестве окончательных значений передаточных чисел для ступеней:

Быстроходная (цилиндрическая)	u1 = 3,26
Тихоходная (цилиндрическая)	u2 = 4,0
Общее	u0 = 13,04

---

2.3 Определение расчетных параметров на валах.
Мощности на валах (КВт):

Р₁ = Р_д = 3,18 (КВт);

Р₂ = Р₁  ₁ = 3,18 0,97 = 3,08 (КВт);

Р₃ = Р₂  ₂ = 3,08  0,97 = 3 (КВт) - соответствует заданному значению Р_{3 зад}
Частота вращения валов (об/мин):

n₁ = n_дв = 1435(об/мин);

n₂ = (об/мин);

n₃ = (об/мин) - соответствует заданному значению n_{3 зад}
Крутящие моменты на валах (нм):

Т₁ = 9550 (нм);

Т₂ = Т₁ u₁  ₁ = 21,1  3,26  0,97 = 66,7 (нм);

Т₃ = Т₂ u₂  ₂ = 66,7  4,0  0,97 = 258 (нм).

Результаты расчетов свести в итоговую таблицу 3.6.1

Таблица 3.6.1 – Итоговая таблица

Быстроход- ная передача u1 = 3,26 Номер вала	Р (КВт)	n об/мин	Т(нм) Тихоходная передача u2 = 4,0
1	3,18	1435	21,1
2	3,08	440	66,7
3	3,0	110	258

3.РАСЧЕТ ОДНОСТУПЕНЧАТОГО ПРЯМОЗУБОГО РЕДУКТОРА С ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
3.1 Расчетная схема. Исходные данные

• 
  Исходные данные для расчета берутся из общего расчета привода:
  
• 
  вращающий момент на выходном валу Т₂ = 258 Н·м;
  
• 
  передаточное число u = 4,0;
  
• 
  частота вращения и угловая скорость входного вала: n₁ = 440 об/мин,
  
• 
  ω₁ = 46,0 рад/с,
  
• 
  частота вращения и угловая скорость выходного вала: n₂ = 110 об/мин;
  
• 
  ω₂ = 11,5 рад/с;
  
• 
  ресурс работы t = L_h = 25000 часов.
  

Рисунок 3.1.1- Расчетная схем цилиндрической прямозубой передачи

---

3.2 Выбор материала. Термической обработки колес и шестерни.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем широко применяемые недорогие: для колеса – сталь 45, термообработка – отжиг, твердость поверхности зубьев 230 НВ; для шестерни – сталь 45, термообработка – отжиг, твердость поверхности зубьев 240 НВ.
3.3 Определение допускаемого контактного напряжения и изгибного напряжения.

Допускаемые контактные напряжения определяют отдельно для колеса [σ]_H2 и шестерни [σ]_H1 по формуле

[σ]_H = К_HL[σ]_HO,

где [σ]_HO – допускаемые напряжения, соответствующие базовым числам циклов нагружений, [σ]_HO = 1,8 НВ_ср + 67.

К_HL – коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям. При числе циклов перемены напряжений N больше базового N_НО (N ≥ N_НО) К_HL = 1,0 , при других значениях N рассчитывается по формуле

К_HL = ≤ К_HLmax,

• 
  где N_HO– базовое число циклов нагружения;
  
• 
  N–действительное число циклов перемены напряжений;
  

• 
  K_HLmax– максимальное значение коэффициента долговечности (K_HLmax= 1,8 ).
  

При расчете на контактную прочность базовые числа циклов нагружений определяют по формуле N_НО = (НВ)³_ср, в зависимости от средней твердости материала колес НВ_ср = 0,5 (НВ_min + НВ_max).

Действительные числа циклов перемены напряжений:

• 
  для колеса N₂ = 60 · n₂ · L_h;
  
• 
  для шестерни N₁ = N₂ · u,
  

где L_h = t – ресурс работы передачи.

Допускаемые контактные напряжения определяют по формулам:

[σ ]_Н1 = К_HL1[σ]_Н01;

[σ ]_Н2 = К_HL2 [σ ] _Н02.

В соответствии с изложенным определяется средняя твердость материала:

• 
  Колеса и шестерни НВ_ср = 0,5 (240 + 230) = 235;
  
• 
  Базовые числа циклов нагружений:
  
• 
  Колеса и шестерни N_НО = 235³ = 12977875;
  
• 
  Действительные числа циклов перемены напряжений:
  
• 
  колеса N₂ = 60· 110·25000 = 165·10⁶;
  
• 
  шестерни N₁ = 165 10⁶·4,0 = 660·10⁶.
  
• 
  Поскольку N₂ = 165·10⁶>N_НО2 = 12,2 10⁶ , то К_HL2 = 1;
  
• 
  N₁ = 660·10⁶>N_НО1 = 13,8·10⁶, то К_HL1 =1;
  
• 
  [σ ]_Н0 = 1,8·235+ 67 = 490 Н/мм²
  

---

Допускаемые напряжения изгиба определяют отдельно для колеса [σ]_F2 и шестерни [σ]_F1 по формуле [σ]_F = К_FL [σ]_F0,

где К_FL – коэффициент долговечности при расчете на изгиб, К_FL = 1,0 при N ≥ 4∙10⁶; при других значениях N рассчитывается по формуле

К_FL = ≤ К_FLmax,

Где m– показатель степени, при термообработке – улучшение m = 6 и при термообработке – закалка m = 9;

K_FLmax – максимальное значение коэффициента при термообработке – закалка K_FLmax = 1,63;

[σ]_F0 – допускаемые предельные напряжения изгибной выносливости зубьев, соответствующие базовым числам циклов напряжений при расчете на изгиб N_F0 = 4·10⁶, выбираются по таблице в зависимости от средней твердости колес НВ_ср.
Для нашего случая [σ]_F0 = 1,03 НВ_ср=1,03·235 = 242 Н/мм².

Допускаемые изгибные напряжения для колеса и шестерни определяются по формулам:

[σ ]_F2 = К_FL2 [σ ]_F02;

[σ ]_F1 = К_FL1 [σ ]_F01.

Так как действительные числа циклов перемены напряжений

• 
  N₂ = 165000000 > 4·10⁶, то К_FL2 = 1;
  
• 
  N₁ = 660000000 > 4 10⁶, то К_FL1 = 1.
  

Допускаемые изгибные напряжения будут иметь значения:

[σ]_F2 = [σ]_F1 = 1·242 = 242 Н/мм².
3.4 Проектировочный расчет

Межосевое расстояние определяется из условия контактной прочности зубьев,

σ_Н ≤ [σ]_Н.

Межосевое расстояние

а ≥ К_а (u +1) ,

• 
  где а – межосевое расстояние в мм;
  
• 
  К_а– коэффициент межосевого расстояния (для прямозубых колес К_а = 49,5);
  
• 
  u – передаточное число;
  
• 
  ψ_а – стандартное значение коэффициента ширины колес (при симметричном расположении колес относительно опор ψ_а = 0,315);
  
• 
  Т₂ – вращающий момент в Н·мм;
  
• 
  [σ ]_Н – допускаемое контактное напряжение в Н/мм²(МПа);
  
• 
  К_Нβ – коэффициент концентрации нагрузки (при НВ≤350 К_Нβ = 1).
  

Таким образом, межосевое расстояние

а = 49,5 (4,0+1) мм.

Вычисленное межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного числа

---

а = 150 мм.

Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр,

d'₂= 2а· u /(u + 1) = мм ,

ширина колеса в₂ = Ψ_аа = 0,315 · 150 = 47,25 мм.

Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до целого числа, т.е. в₂ = 48 мм.

Модуль передачи,

Модуль зацепления является важнейшим параметром зубчатой передачи, он должен быть стандартным, одинаковым для колеса и шестерни, по нему нарезают зубья колес с помощью инструментальной рейки и рассчитывают геометрические параметры колес.

Предварительно модуль передачи определяют по формуле,

m' ≥ ,

где К_m – коэффициент модуля для прямозубых колес = 6,8;

[σ]_F– допускаемое изгибное напряжение, подставляют меньшее из [σ]_F1 и [σ]_F2, т.е. [σ]_F = [σ]_F2 = 242 Н/мм² ( МПа).

Значение модуля передачи m в мм, полученное расчетом, округляют в большую сторону до стандартного (ГОСТ 9563-80) из ряда чисел (таблица 19 [Р. 10]).

При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.

В результате расчета получим модуль передачи косозубого зацепления

m' = мм.

Принимаем стандартное значение m = 1,25 мм.

Числа зубьев прямозубых колес

В результате вычислений получаем:

суммарное число зубьев прямозубых колес

z_Σ = , принимаем z_Σ =240.

Число зубьев для шестерни и колеса:

z₁ = = 40; z₂ = 240 – 48 = 192.

Фактическое передаточное число

u_ф = = .

Допускаемое отклонение [∆u] ≤ 4%.

Отклонение от заданного передаточного числа

Δu = %;

действительно Δu = %.

Размеры колес прямозубой передачи

Делительные диаметры шестерни d₁ и колеса d₂ определяются с точностью расчета до первого знака после запятой:

• 
  d₁ = ,
  
• 
  d₂ = 2a – d₁.
  

---

Смотрите также файлы

• Обязанности гипа.docx

• Методические рекомендации по пожарностроевой подготовке, 2005 г. Развернутый план занятия.docx

• Механике (Детали машин и основы конструирования) принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства. На основе развития механики осуществляется механизация и автоматизация производства.docx

• Контрольная работа методика обучения и организация проведения соревнований в беге на 200м. Представляется для защиты Исполнитель.docx

• Инклюзивное образование в Республике Беларусь.docx