Расчет привода с цилиндрическим редуктором и ременной передачей

               w ₂₃ = 3,14× 1425 / 30 = 149,15рад/с

        w ₄ = 3,14 × 334,389/ 30 = 35 рад/с

     где,  i – индекс вала согласно принятому обозначению.

     1.4.4 Крутящие моменты на валах

      Т_i = Р_i×10³/w _i

      Т₁ = 3,875× 10³ / 298,3= 12,99 Н×м,

      Т₂₃ = 3,644× 10³ / 149,15= 24,43 Н×м,

      Т₄  = 3,5× 10³ / 35 = 100 Н×м;

      Т₄  = Т_вых;

     Результаты кинематического и силового расчёта:

     Таблица  1.1

 

             
 

     2 Расчёт  зубчатых  передач.

        Расчет передачи 3-4(цилиндрическая, прямозубая, закрытая)

2.1Схема передач 

Цилиндрическая  зубчатая передача

                                               

Рисунок 2.1 

Исходные  данные: Т₂₃ = 24,43 Н/м;      Т₄ = 100 Н/м;

                                 w₂₃ = 149,15 об/мин ;

                                i₃₄ = 4,2615;

    Цель  расчёта:

1. Выбор материала зубчатых колёс
2. Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов
3. Назначение степени точности зубчатых колёс
2. Критерий работоспособности и расчёта передачи

      Зубчатые передачи выходят из строя в основном по 2м причинам:

 - усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев;

 -  усталостной  поломки зуба;

       Если  передача закрытая (работает в редукторе), с не высокой твёрдостью рабочих  поверхностей зубьев HRC < 45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих   поверхностей  зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.

 s_Н < [s_Н]

 А если передача открытая или закрытая, но с высокой  твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).

 s_F < [s_F]

 Во всех случаях необходима проверка на статическую  прочность. 

   2.3 Выбор материалов зубчатых колёс

     

     Так как к приводу не предъявляется  особых требования по массе  и габаритам,     то в качестве материалов зубчатых колес  используют стали со средними механическими характеристиками. С целью уменьшения вероятности задира, твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни должна примерно на 10% выше          

    Твердости  зубьев колеса. 

    Таблица  2.1

 

     2.4 Расчёт допускаемых напряжений

     2.4.1 Расчёт допускаемых контактных напряжений

    [s]_H = 0.9 × s_{H lim} / S_H,

      где     S_H - коэф. безопасности (S_H=1.1 т.к материал с однородной структурой);

        s_{H lim}  - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному  числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

s_{H lim =}s_{H lim B} × K_HL,

где s_{H lim в} - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм²;

    K_HL - коэффициент долговечности (K_HL = 1 , так как срок службы передачи не ограниченно долгий).

s_{H lim B} = 2×Н_НВ +70   табл. 2.2 [1]

s_{H lim B 3}= 2×250 + 70 = 570 МПа                       s_{H lim B 4}= 2×200 + 70 = 470 МПа 

     

       [s]_{H 3} = Мпа           [s]_H4 = Мпа

В качестве расчётных  [s]_H для прямозубых цилиндрических колёс принимается меньшее значение:    [s]_{H 4} < [s]_H3 Þ [s]_{H 34} = 384,545 Мпа 
 

   2.4.2 Определение допускаемых значений напряжений при расчёте зубьев на        усталостный изгиб.

                                                  

 где,  s_{F lim B}  - предел выносливости при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов нагружений;

       S_F – коэффициент безопасности (S_F=1,7..2,2); 

        S_F=1,75   табл. 4.2 [2]                              

       K_FL - коэффициент долговечности (K_FL = 1);

      s_{F lim B} = 1.8 Н_НВ     табл. 4.2 [2]

      s_{F lim B3} = 1.8 × 250 = 450 Н/ мм*2   s_{F lim B4} = 1.8 × 200= 360 H/мм*2 

                         

     2.5 Проектный расчёт передачи.

          Так как передача закрытая с невысокой твёрдостью рабочих поверхностей       зубьев, то наиболее вероятной причиной выхода из строя будет усталостное выкрашивание и проектный расчёт ведём из условий ограничения контактных напряжений. 

                                                            s_Н < [s_Н]

Рассчитаем  межосевое расстояние:

    где - межосевое расстояние передачи;

           u₃₄ – передаточное отношение передачи;

           Т₃ – крутящий момент на колесе;

           К_Н -  коэффициент нагрузки;                                         

            y_а – коэффициент ширины зубчатого венца; 

      Принимаем К_Н =1,2 

      y_а = b / a₃₄ = (0,315…0,4);    y_а = 0,316 

              

       

       Принимаем 

        

  

    2.6 Подбор основных параметров зацепления.

    2.6.1 Модуль передачи

                                                    m = (0.01…0.02) × a₃₄

           m₃₄ = (1,3…2,6)  мм

    принимаем  m₃₄ = 2,5     табл. 6.2 [2]

             

 2.6.2 Определение числа зубьев зубчатых колёс

    Определим  суммарное число зубьев:                                            

     Принимаем

                                  

     Определим  число зубьев шестерни:

                                                      

        принимаем = 20;

     Число  зубьев на колесе:

     

      Уточняем передаточное отношение:

              

   

      

   

         Погрешность не превышает 2%, значит  принятые параметры принимаются   окончательно. 

    Принимаем исходный контур по ГОСТ 13755-81. Принимаем  коэффициент смещения исходного контура: шестерни:  Х3=0; колеса: Х4=0;