;
; ;
;
;
;
; ;
;
;
что близко к полученному в п.2.1.
2.3 Определение мощностей и вращающих моментов на каждом валу
Определяем мощность на каждом валу по схеме привода
;
;
;
;
; ;
; ;
; ;
; ;
; ;
; ;
что близко к определенному ранее в п.2.1.
Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле
(Нм) (2.10)
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм;
; ; Нм.
Проверка:
(2.11)
;
Нм
Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.
Таблица 1
Параметры кинематического расчета
№ вала
n, об/мин
ω, рад/с
Р, кВт
Т, Нм
U
Дв.
1444,5
151,27
4,15
27,43
3
I
481,5
50,42
3,985
79,03
1
II
481,5
50,42
3,866
76,67
3
III
160,5
16,8
3,674
218,69
1
IV
160,5
16,8
3,565
212,2
3
V
53,5
5,6
3,353
598,75
4
VI
13,375
1,4
3,187
2276,4
3 Расчет закрытой косозубой передачи
3.1 Исходные данные
Мощность на валу шестерни и колеса Р2=3,866 кВт
Р3=3,684 кВт
Вращающий момент на шестерне и колесе Т2=76,67 Нм
Т3=218,69 Нм
Передаточное число U=3
Частота вращения шестерни и колеса n2=481,5 об/мин
n3=160,5 об/мин
Угловая скорость вращения шестерни и колеса ω2=50,42 рад/с
ω3=16.8 рад/с
Передача нереверсивная.
Расположение колес относительно опор симметричное.
3.2 Расчет параметров зубчатой передачи
Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:
шестерня – сталь 40Х, термообработка – улучшение 270НВ,
колесо - сталь 40Х, термообработка – улучшение 250НВ.
Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:
(3.1)
где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
КHL – коэффициент долговечности;
[SH] – коэффициент безопасности;
по [1,c.33]: КHL =1; [SH] =1,1.
Определяем σHlimb по табл.3.2 [1,c.34]:
σHlimb =2НВ+70; (3.2)
σHlimb1 =2×270+70; σHlimb1 =610МПа;
σHlimb2 =2×250+70; σHlimb1 =570МПа.
Сделав подстановку в формулу (3.1) получим
; МПа;
; МПа.
Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле (3.10) [1,c.35]:
(3.3)
;
МПа.
Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [1,c.32]:
(3.4)
где Ка – числовой коэффициент;
КHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- коэффициент ширины;
Т2 – вращающий момент на колесе (по схеме привода Т2=Т3)
Выбираем коэффициенты:
Ка =43 [1,c.32];
КHβ =1,1 [1,c.32,табл.3.1];
=0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [1,c.36];
Т2=Т3=218,69Нм.
Подставив значения в формулу (3.4) получим:
; мм;
Принимаем окончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]
мм.
Определяем модуль [1,c.36]:
(3.5)
;
;
Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль mn=2,0мм [1,c.36]
Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:
(3.6)
Принимаем предварительно β=12º (β=8º…12º), тогда cosβ=0,978
; ;
Принимаем зуба.
Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [1,c.37]:
;
; ; ;
;
; .
Уточняем фактическое передаточное число
;
;
Определяем отклонение передаточного числа от номинального
; .
Допускается ∆U=±3%
Уточняем угол наклона зубьев по формуле (3.16) [1,c.37]:
(3.7)
; ; .
Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [1,c.37]:
(3.8)
; мм;
; мм.
Проверяем межосевое расстояние
(3.9)
; мм.
Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса
; ;
; ; (3.10)
; (3.11)
мм;
; мм;
; мм;
; мм;
; мм;
; мм;
; мм
; мм;
; мм;
; мм.
Проверяем соблюдение условия (т.к. Ψba<0,4)
;
; ;
0,315>0,223
Значит, условие выполняется.
Определяем окружные скорости колес
; м/с;
;
; м/с;
м/с.
Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 8В [1,c.32].
Определяем фактическое контактное напряжение по формуле (3.6) [1,c.31]
(3.12)
где КН – коэффициент нагрузки:
КН =КНά× КНβ× КНu;
