Общее передаточное отношение и разбивка его по ступеням

    Передаточное отношение привода – это число, показывающее во сколько раз, изменяется угловая скорость валов или их число оборотов.

Определим общее передаточное отношение привода:

;

где  - частота вращения тихоходного вала привода, об/мин;

u_оп – передаточное отношение открытой передачи;

u_зп – передаточное отношение закрытой передачи.

;

Зададим  = 4, тогда:

;

Принимаем передаточное отношение закрытой передачи по таблице 3[1]

=4; (табл. 3) [1].

Расчет основных параметров привода

    К основным параметрам привода наряду с мощностью, КПД и передаточным отношением относят частоту вращения (угловые скорости) валов, входящих в привод, их вращающие моменты.

Рассчитываем частоты вращения каждого из валов привода:

 = 970 об/мин;

 =  =  = 360 об/мин;

 =  = = 90 об/мин.

:

 = =9550  = 9550  = 83,69 Н*м.

 =  = 83,96 0,97 2,69= 218,37 Н*м.

 =  = 218,37 4 0,98 0,99 = 847,46 Н*м.

Таблица 1 -

№ № Вала	Частота вращения n, об/мин		Крутящий момент T, H·м		Передаточное отношение		КПД
	Обозначение	величина	Обозначение	Величина	Обозначение	Величина	Обозначение	Величина
11	n1	970	T1	83,69	u12	2,69	12	0,97
22	n2	360	T2	218,37
					u23	4	23	0,98
33	n3	90	T3	847,46

Расчет цилиндрических зубчатых передач

Выбор материалов зубчатых передач

Выбираем материалы шестерни и колеса по табл. 1.1. Предполагая, что диаметр шестерни d ≤ 125 мм, для её изготовления принимаем: сталь 45 (поковка), термическая обработка – нормализация. Назначаем твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни_. Н ₁ = 185 НВ. 

Для изготовления колеса любого диаметра и любой ширины принимаем сталь 35 (поковка), термическая обработка – нормализация.Назначаем твердость Н ₂ = 165 НВ. Для длительно работающей передачи (т. е. в течение не менее 36 ∙10³ ч) принимаем коэффициент долговечности К_HL = 1.

Расчет допускаемых напряжений для материалов зубчатых колес

Проведем расчёт допускаемых напряжений.

Согласно табл. 1.2 и 1.3 пределы контактной и изгибной выносливости зубьев: 

для материала шестерни: 

σ _{Н lim1} = 2 H ₁+ 70 = 2 ∙ 185 + 70 = 440 Мпа

 σ _{F lim1} = 1,75 H ₁= 1,75 ∙ 185 = 323 МПа;

для материала колеса:

σ _{Н lim2} = 2 H ₂+ 70 = 2 ∙ 165 + 70 = 400 МПа; σ _{F lim2}= 1,75 H ₂= 1,75 ∙ 165 = 288,75 МПа.

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле (1.1) принимая S_H = 1,1 для нормализованных и улучшенных зубчатых колес:

 для материала шестерни

[σ _Н ]₁ =  1= 400 МПа;

для материала колеса

[σ _Н ]₂ =  1= 363,63МПа;

 

Допускаемое контактное напряжение для расчета косозубой передачи определяем по формуле

[σ _Н ] = 0,45 ([σ _Н ]₁ + [σ _Н ]₂) = 0,45 (400 + 363) = 343 МПа; [σ _Н ] = 1,25 [σ _Н ]₂ = 1,25 ∙ 363 = 453 МПа. 

В качестве допускаемого контактного напряжения передачи принимаем [σ _Н ] = 343 МПа.

Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчете на прочность по формуле (1.7), принимая S_F  = 1,7дляколес, изготовленных из поковок и штамповок, K_FС  = 1 при одностороннем приложении нагрузки и K_FL = 1 при длительно работающей передаче: для материала шестерни

[σ _F]₁ =

                                                                     

для материала колеса

[σ _F]₁ =