1.4 Визначення частоти обертання валів привода, потужностей та обертових моментів, що передаються валами

Розрахуємо дійсні частоти обертання валів, хв^-1:

(1.6)

(1.7)

Розрахуємо обертові моменти на валах, Нм:

(1.8)

(1.9)

(1.10)

Розрахуємо потужності на валах, кВт:

(1.11)

(1.12)

1.5 Підсумкові дані розрахунку

Параметри визначеного для привода електродвигуна:

• тип – 4А 132S6/965/2;

• потужність – Р_Д=5,5 кВт;

• частота обертання ;

• коефіцієнт пускового перевантаження .

Енергосилові та кінематичні характеристики привода приведені в таблиці 1.

Таблиця 1 – Енергосилові та кінематичні характеристики привода.

Номер вала	Частота обер-тання, хв-1	Потужність, кВт	Обертовий момент, Нм	Передаточне число
Д
Ш
Т

2. Розрахунок конічної зубчастої передачі

2.1 Вихідні дані

Обертовий момент на ведучому валу	Тш=87,4 Нм
Частота обертання ведучого валу	nш=508 с-1
Передаточне число	UШ=2,8
Ресурс роботи передачі	tΣ=20000 год
Коефіцієнт навантаження	Ψ=1,4
Режим навантаження	легкий

2.2 Вибір матеріалу

Згідно рекомендацій вибираємо матеріали для колеса і шестерні:

• шестерня – сталь 40Х; нормалізація, поліпшення, гартування СВЧ; НRC=45…50, σ_в1=900 Мпа, σ_т1=750 Мпа.

• колесо – сталь 40Х; нормалізація, поліпшення, гартування СВЧ; НRC=45…50, σ_в1=900 Мпа, σ_т1=750 Мпа.

2.3 Розрахунок допустимих напружень

2.3.1 Розрахунок допустимих контактних напружень

Розрахунок ведемо для колеса і для шестерні одночасно.

Визначимо допустиме контактне напруження, МПа:

(2.1)

де σ_Нlimb1,2 – границя контактної витривалості при базовому циклі, МПа;

К_НL1,2 – коефіцієнт довговічності;

S_Н1,2 – коефіцієнт безпеки, S_Н1,2=1,2;

Визначимо границю контактної витривалості, мПа:

(2.2)

Визначимо коефіцієнт довговічності:

(2.3)

де N_НО1,2 – базове число циклів зміни напружень, N_НО1,2=60∙10⁶ циклів;

N_НЕ1,2 – еквівалентне число циклів зміни напружень;

Визначимо еквівалентне число циклів зміни напружень:

(2.4)

(2.5)

Так як N_НЕ1> N_НО1 та N_НЕ2> N_НО2, тоді згідно вказівок К_НL1,2=1.

Визначимо допустиме контактне напруження, МПа:

(2.6)

Згідно вказівок допустимі контактні напруження передачі для прямозубих коліс обираємо по меншому з двох значень, тому [σ_Н]=839,6 МПа.

Перевіримо умову для контактних напружень, МПа:

(2.7)

(2.8)

2.3.2 Розрахунок допустимих напружень згину

Визначимо допустиме напруження згину, МПа:

(2.9)

де – границя витривалості при згині, яка відповідає числу циклів, МПа;

S_F1,2 – коефіцієнт безпеки, S_F1,2=1,75;

К_FL1,2 – коефіцієнт довговічності;

К_FE1,2 – коефіцієнт, який залежить від виду термообробки.

При дії легких навантажень границя витривалості при згині зменшують на 20%. Визначимо границя витривалості при згині, МПа:

(2.10)

Визначимо коефіцієнт довговічності:

(2.11)

де N_FО1,2 – базове число циклів зміни напружень, N_FО1,2=4∙10⁶ циклів;

N_FЕ1,2 – еквівалентне число циклів зміни напружень;

m_F – показник ступеня, який залежить від твердості, m_F=9;

Визначимо еквівалентне число циклів зміни напружень:

(2.12)

(2.13)

Так як N_FЕ1> N_FО1 та N_FЕ2> N_FО2, тоді згідно вказівок К_FL1,2=1.

З довідників обираємо коефіцієнт К_FE1,2, який залежить від виду термооброб-ки К_FE1,2=1.

Визначимо допустиме напруження згину, МПа:

(2.14)

Перевіримо умову для напружень згину, МПа:

(2.15)

Отже умова виконується, тому розрахунок вважаємо вірним.