1.8.Найдем частоты вращения валов привода.

1.8.1. Вал входной

n_вх=n_дв/i_рп,

где n_{вх –} частота вращения входного вала

n_вх= 1445/2=722,5 об/мин

1.8.2. Вал промежуточный

где n_пром – частота вращения промежуточного вала, об/мин.

n_пром= 722,5/5,3=136,3 об/мин.

1.8.3 Вал выходной

где n_вых – частота вращения выходного вала, об/мин;

n_вых = 136,3 /3,57=38,2 об/мин

Найденное значение совпадают с ранее рассчитанным

1.9.Найдем крутящие моменты на валах привода.

1.9.1Вал двигателя

Т_дв= 9550·Р_дв/n_дв ,

где Т_дв – крутящий момент на валу двигателя, Н·м.

Т_дв= 9550·5,5/1445=36,3 Н·м

1.9.2 Вал входной

Т_вх= Т_дв· η_рп · η_пп · i_рп

где Т_вх – крутящий момент на входном валу редуктора, Н·м.

Т_вх= 36,3·0,96·0,99·2=69 Н·м

1.9.3 Вал промежуточный

Т_пром=Т_вх·u_Б ·η_пп· η_зп ,

где Т_пром – кутящий момент на промежуточном вале редуктора, Н·м.

Т_пром= 69·5,3·0,99·0,98=354,8 Н·м

1.9.4 Вал выходной

Т_вых = Т_пром·u_Т· η_пп· η_зп ,

где Т_вых – крутящий момент на выходном валу редуктора, Н·м.

Т_вых=354,8·3,57·0,99·0,98=1228,9 Н·м

1.9.5 Вал приводной

Т_пр=Т_вых·η_пп· _м,

где Т_пр – крутящий момент на приводном валу, Н·м.

Т_пр = 1228,9·0,99^.0,98=1192,28 Н·м

1.10 Исходные данные для расчета передач.

1.10.1 Входная ступень редуктора

Крутящий момент на валу шестерни

T₁ = 69 Н^.м

Частота вращения вала шестерни n₁=1445 об/мин;

Передаточное число быстроходной ступени u = 5,3.

1.10.2 Выходная ступень редуктора

Крутящий момент на валу шестерни Т₁= 354,8 Н·м;

Частота вращения вала шестерни n₁= 136,3 об/мин;

Передаточное число тихоходной ступени u= 3,57.

1.10.3 Ременная передача

Р₁=Р_дв

P₁= 5,5 кВт

Частота вращения вала ведущей звёздочки n₁=1445 об/мин;

Передаточное отношение ременной передачи i=2.

2.Расчет допускаемых напряжений зубчатых цилиндрических передач.

2.1Выбор материала и термообработки

Таблица 2.1

Механические характеристики сталей, используемых

для изготовления зубчатых колес

Выбираем для входной ступени сталь 40Х с твердостью для шестерни входной и выходной ступени 260HB, твердость колес 210HB.

Предел текучести материала σ_т= 550 МПа

2.2 Расчет допускаемых напряжений:

Допускаемые контактные напряжения при расчете на усталость

[σ_н]= σ_но•K_HL/ S_H, где

σ_но-базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, K_HL-коэффициент долговечности, S_H-коэффициент безопасности.

Найдем допускаемые напряжения для шестерни и колеса

σ_но=2∙HB+70

σ_но1= 2∙260+70=590МПа

σ_но2= 2∙210+70=490МПа

[σ_н]₁= 590∙1/1,1=536 МПа

[σ_н]₂=490∙1/1,1=446 МПа

Для расчёта определяем

Найдем допускаемые контактные напряжения при перегрузки

[σ_н]_max=2,8∙σ_т

[σ_н]_max=2,8∙550=1540 МПа

Найдем напряжение изгиба при расчете на усталость

[σ_F]= σ_FO∙K_FL∙K_FC/S_F, где

σ_FO-предел выносливости зубьев по напряжению изгиба, σ_FO = 1,8∙НВ;

K_FL – коэффициент долговечности; K_FC – коэффициент, учитывающий реверсивный характер работы передачи,K_FC=1;S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,65

Найдем допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса.

[σ_F]₁= σ_FO1∙K_FL1∙K_FC1/S_F1,

σ_FO1= 1,8∙НВ₁,

σ_FO1=1,8∙260=468 МПа,

[σ_F]₁= 468∙1∙1/1,65= 284 МПа

[σ_F]₂= σ_FO2∙K_FL2∙K_FC2/S_F2,

σ_FO2= 1,8∙НВ₂,

σ_FO2=1,8∙210=378 МПа,

[σ_F]₂= 378∙1∙1/1,65=229МПа

Найдем допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках:

[σ_F]_max=0,8∙σ_T

[σ_F]_max=0,8∙550=440 МПа