1.2 Определение нагрузочных характеристик для валов привода.

Мощности, передаваемые валами привода, кВт

P₁ = P_дв = 3 кВт

P₂ = P_дв× η_пп× η_м = 3×0,995×0,995 = 2,97 кВт

P₃ = P₂× η_пп×η_зц = 2,97×0,97×0,995 = 2,866 кВт

P₄ = P₃× η_зц× η_пп = 2,866× 0,97×0,995 = 2,766 кВт

P₅ = P₄× η_пп × η_м = 2,766×0,995×0,995 = 2,692 кВт

Частоты вращения валов привода, мин^-1

n₁ = n_адв = 720 мин^-1

n₂ = n₁ = 720 мин^-1

n₃ = = 105 мин^-1

n₄ = мин^-1

n₅ = n₄ =21 мин^-1

Угловые скорости валов привода, с^-1

ω₁ =

ω₂ =

ω₃ =

ω₄ =

ω₅ =

Крутящие моменты на валах привода, Н×м

Т₁ = Н×м

Т₂ = Н×м

Т₃ = Н×м

Т₄ = Н×м

Т₅ = Н×м

Полученные нагрузочные характеристики представлены в таблице 1.

Таблица 1 - Нагрузочные характеристики элементов привода

Наименование параметра	Значения параметров на валах
	1	2	3	4	5
Мощность P, кВт	3	2,97	2,866	2,766	2,738
Крутящий момент T, Н м	40,93	40,5	260,8	1257,3	1244
Частота вращения n, мин-1	720	720	105	21	21
Угловая скорость ω,с-1	73,3	73,3	10,99	2,2	2,2

2 Расчет передач привода

2.1 Выбор материалов, термообработки и расчет допускаемых

напряжений для передач

Выбираем для изготовления колес сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. Пользуясь таблицей 4.1.2 из [2] выбираем рекомендуемое сочетание материалов шестерни зубчатого колеса.

По [1, табл. 8,7] назначаем термообработку:

- для колёс: нормализация - 230…260 HB, _в=850 МПа, _т=550 МПа.

- для шестерен: улучшение до 260…280 НВ, _в=950 МПа, _т=700 МПа.

При данной термообработке обеспечивается приработка зубьев.

Рассчитаем быстроходную передачу

Определяем допускаемые напряжения по формуле (2.1.1) из [1]

(2.1.1)

где - предел контактной выносливости [1, табл. 8.9]

Для колеса σ_{H lim} = 2×НВ+70 = 2×250+70 = 570 МПа

Для шестерни σ_{H lim} = 2×НВ+70 = 2×270+70 = 610 МПа

S_H – коэффициент запаса прочности

S_H = 1,2 [1, таблица 8.9] т.к. структура материала зубьев

неоднородна

K_HL – коэффициент долговечности

- базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости

Для колеса принимаем N_{H lim} = 1,71×10⁷ (2, рис. 4.1.3)

Для шестерни принимаем N_{H lim} = 2,05 ×10⁷ (2, рис. 4.1.3)

Эквивалентное число циклов по формуле (8.64) из [1]

(2.1.2)

где с – число зацеплений зуба за 1 оборот колеса из схемы привода.

Принимаем с = 1 (2, рис 4.1.5)

n – частота вращения шестерни (колеса)

t_∑ - суммарный срок службы по формуле (2.1.3) из [2]

(2.1.3)

Для колеса

(2.1.4)

Для шестерни

Коэффициент долговечности определим по формуле (2.1.5) из [1]

(2.1.5)

Для колеса

Для шестерни

Допускаемое контактное напряжение для колеса

Так как KHL для колеса и шестерни < 1, значит берем KHL=1

(2.1.6)

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

Берем для дальнейшего расчета меньшее допускаемое контактное

напряжения, т.е. напряжение шестерни

Найдем предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба.

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба [1, табл. 8,9]

Шестерня

(2.1.7)

(2.1.7)

Колесо

Базовое число циклов напряжений для шестерни и колеса

N_{F lim} = 4×10⁶ циклов

Эквивалентное число циклов найдем по формуле (2.1.8) из [1]

(2.1.8)

Для колеса

Для шестерни

Коэффициент долговечности определяем по формуле (2.1.9) из [1]

(2.1.9)

Для колеса

Для шестерни

Допускаемое напряжение изгиба при расчёте на усталость

(2.1.10)

где Y_А – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего

приложения нагрузки, при односторонней нагрузке Y_А = 1

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1.75 [1, табл. 8.9]

Шестерня

(2.1.11)

Колесо

(2.1.11)

Предельные напряжения изгиба [1, табл. 8,9]

(2.1.11)

Шестерня

Колеса

Тихоходная передача

Для колеса

σ_{H lim} = 2×НВ+70 = 2×250+70 = 570 МПа

Для шестерни

σ_{H lim} = 2×НВ+70 = 2×270+70 = 610 МПа

S_H – коэффициент запаса прочности

S_H = 1,1 [1, таблица 8.9] т.к. однородная структура материала зубьев

- базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости

Для колеса

N_{H lim} = 1,71×10⁷

Для шестерни

N_{H lim} = 2,05×10⁷

Эквивалентное число циклов

(2.1.2)

где с – число зацеплений зуба за 1 оборот колеса из схемы привода.

Принимаем с = 1 (2, рис 4.1.5)

n – частота вращения шестерни (колеса)

t_∑ - суммарный срок службы

(2.1.3)

Для колеса

(2.1.4)

Для шестерни

Коэффициент долговечности определим по формуле

(2.1.5)

Для колеса

Для шестерни

Допускаемое контактное напряжение

(2.1.6)

Допускаемое контактное напряжение для колеса

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

Берем для дальнейшего расчета меньшее допускаемое контактное

напряжения, т.е. напряжение шестерни

Далее найдем предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба.

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба

Шестерня

(2.1.7)

Колесо

Базовое число циклов напряжений

Для шестерни и колеса

N_{F lim} = 4×10⁶ циклов

Эквивалентное число циклов найдем по формуле

(2.1.8)

Для колеса

Для шестерни

Коэффициент долговечности определяем по формуле

(2.1.9)

Для колеса

Для шестерни

Допускаемое напряжение изгиба при расчёте на усталость

(2.1.10)

где Y_А – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего

приложения нагрузки, при односторонней нагрузке Y_А = 1

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1.75 [1, табл. 8.9]

Шестерня

Колесо

Предельные напряжения изгиба

(2.1.11)

Шестерня

Колеса