1.3. Частоты вращения валов, вращающие моменты и мощности

Найдем мощность 3 вала.

Р₃ = Т₃ ₃,

где ₃ - угловая скорость 3 вала.

₃ =  n₃ / 30 =  44 / 30 = 4,608 1/c

Р₃ = 2450  4,608 = 11291 Вт

Найдем Р₁

Р₁ = Р₃  _пк1/ _общ = 11291  0,99 / 0,894 = 12504 Вт

Значение Р₂ будет равно:

Р₂ = Р₁  _зпб  _пк1 = 12504  0,99  0,97 = 12007 Вт

Определим крутящий момент первого вала:

Т₁ = Р₁ /₁,

где ₁ - угловая скорость 1 вала.

₁ =  n₁ / 30 =  970 / 30 = 101,578 1/c

Т₁ = 12504 / 101,578 = 123,097 Нм

Найдем Т₂

Т₂ = Р₂ /₂,

где ₂ - угловая скорость 2 вала.

₂ =  n₂ / 30 =   196 / 30 = 20,525 1/c

Т₂ = 12007 / 20,525 = 584.992 Нм

Результаты энерго-кинематического расчета.

вал	U	n, об/мин	Т, Нм	Р, Вт
1	4,924	970	123	12504
2		196	595	12007
	4,477
3		44	2450	11291

2. Проектирование зубчатых передач

2.1. Критерии работоспособности, допускаемые напряжения закрытой передачи. Зубчатую передачу принято считать работоспособной, если она удовлетворяет следующим условиям:

• Контактной выносливости

_H  _H ; (2.1.1)

• Статической контактной прочности

_{H max} _{H max} ; (2.1.2)

• Изгибной выносливости зубьев шестерни

_{F 1,2} _{F 1,2}; (2.1.3)

• Статической изломной прочности зубьев и шестеренки колеса

_{F max 1,2} _{F max 1,2}; (2.1.4)

Для косозубых колес допускаемое контактное напряжение совместно для шестерен и колеса находится по формуле:

_Н = 0,45  (_Н1 + _Н2) (2.1.5)

где _Н1 и _Н2 - допускаемые контактные напряжения для шестерен и колеса.

_Н1,2 = (2 НВ_1,2­ + 70)  К_{HL 1,2} / n_Н, (2.1.6)

г де n_Н = 1,1

где

N_HO1 = 30  HВ₁^2.4 = 2,644  10⁷

N_HO2 = 30  HВ₂^2.4 = 2,145 10⁷

N_HE1 = 60  n₁  t (_i)³  _i

N_HE2 = 60  n₂  t (_i)³  _i

где t - ресурс, n_i - частота вращения

N_HE1 = 60  970  170  (1³  0,6 + 0,7³  0,1 + 0,6³  0,0,3) = 6,916  10⁶

N_HE2 = 60  196  170  (1³  0,6 + 0,7³  0,1 + 0,6³  0,0,3) = 6,397  10⁶

Подставив значения в 2.1.7 получаем:

К_{HL 1} = (2,64410⁷ / 6,916  10⁶)^1/6 = 1.25

К_{HL 2} = (2,145 10⁷ / 6,397  10⁶)^1/6 = 1.223

Подставив значения в (2.1.6.) получаем:

_Н1 = (2  300 + 70)1,25/1,1 = 761,4 МПа

НВ₂ = НВ₁ - 25 = 275

_Н2 = (2  275 + 70)1,223/1,1 = 689,3 МПа

Подставив значения в (2.1.5.) получаем:

_Н = 0,45  (761,4 + 689,3) = 652,8 МПа

Найдем предельные напряжения изгибной почности зузьев и шестеренки колеса

_F1,2 = (НВ_1,2­ + 260)  (К_R)  К_{FL 1,2} / n_F, (2.1.7)

где К_R = 1;

 n_F = 1,7

где N_FO = 10⁶

N_{FE 1,2} = 60  n_1,2  t (_i)^mF  _i

где m_F = 6

N_{FE 1} = 60  970  170  (1⁶  0,6 + 0,7⁶  0,1 + 0,6⁶  0,0,3) = 6,916  10⁶

N_{FE 2} = 60  196  170  (1⁶  0,6 + 0,7⁶  0,1 + 0,6⁶  0,0,3) = 1,251  10⁶

Подставив значения в (2.1.8.) получаем:

пусть К_FL1 =1 и K_FL2 = 1

Подставив значения в (2.1.7.) получаем:

_F1 = (300 + 260)11 / 1,7 = 329,4 МПа

_F2 = (275 + 260) 11 / 1,7 = 314,7 МПа

Найдем _Н_max ,_F1_max и _F2_max:

_Н_max = 3,35  HB₂ + 350 = 3,35  275 + 350 = 1221,25 МПа

_F1_max = 2,74  300 = 822 МПа

_F2_max = 2,74  275 = 753,5 МПа