9.4.4. Расчет крутящего момента на втором валу привода

Крутящий момент на втором валу привода рассчитывается по формуле

где N_э – мощность электродвигателя, кВт: N_э = 7,5 кВт;

η_э2 – КПД участка привода от электродвигателя до второго вала;

n_p2 – расчетная частота вращения второго вала, принимаемая по графику частот: n_p2 = 710 мин^–1.

КПД участка привода до второго вала рассчитывается по формуле

η_э2 = η_м · η_п² · η_зп,

где η_м – КПД муфты: η_м = 0,98;

η_зп – КПД зубчатой передачи: η_зп = 0,98;

η_п – КПД подшипников: η_п = 0,99;

η_э2 = 0,98 · 0,99² · 0,98 = 0,94.

9.4.5. Расчет крутящего момента на шпинделе

Крутящий момент на третьем валу и шпинделе рассчитывается по формуле

где N_э – мощность электродвигателя, кВт; N_э = 7,5 кВт;

η_э3 – КПД участка привода от электродвигателя до третьего вала;

n_p3 – расчетная частота вращения третьего вала, принимается по графику частот, n_p3 = 224 мин^–1.

КПД участка привода до третьего вала рассчитывается по формуле

η_э2 = η_м · η_п³ · η_зп² ,

где η_м – КПД муфты: η_м = 0,98;

η_зп – КПД зубчатой передачи: η_зп = 0,98;

η_п – КПД подшипников: η_п = 0,99;

η_э2 = 0,98 · 0,99³ · 0,98² = 0,91.

9.5. Проектный и проверочный расчеты зубчатых передач

9.5.1. Расчет цилиндрической косозубой постоянной передачи z1–z2

9.5.1.1. Исходные данные

1. Расчетный крутящий момент на первом валу привода T₁ = = 69,48 Н·м.

2. Число зубьев шестерни z₁ = 40.

3. Число зубьев колеса z₂ = 56.

4. Передаточное число передачи u₀ = 1,41.

9.5.1.2. Выбор материала зубчатых колес

и вида термической обработки

В качестве материала для зубчатых колес назначается сталь 40Х, которая отвечает обходимым техническим и эксплуатационным тре-бованиям. В качестве термической обработки выбирается закалка с нагревом ТВЧ, позволяющая получить твердость зубьев 48–52 HRC_э.

9.5.1.3. Проектный расчет косозубой постоянной передачи z1–z2

на контактную выносливость зубьев

Диаметр начальной окружности шестерни z₁ рассчитывается по формуле

, мм,

где  K_d – вспомогательный коэффициент; для косозубых передач K_d = 680;

T₁ – расчетный крутящий момент на первом валу привода, Н·м: T₁ = 69,48 Н·м;

K_H – коэффициент нагрузки для шестерни равный 1,3–1,5; принимается K_H = 1,5;

u₀ – передаточное число передачи: u₀ = 1,41;

ψ_bd – отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни: ψ_bd = 0,2–0,4;

σ_HP1 – допускаемое контактное напряжение, МПа.

Допускаемое контактное напряжение для косозубых передач рас-считывается по формуле

МПа,

где σ_Hlimb1 – базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений: σ_Hlimb1 = 1050 МПа;

S_H – коэффициент безопасности: S_H = 1,2.

Коэффициент отношения рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни может приниматься в пределах 0,2  ψ_bd  0,4 или определяться по формуле

где ψ_bd – отношение рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни;

ψ_bm – отношение рабочей ширины венца передачи к модулю:

ψ_bm= 6–10; принимается, например, ψ_bm = 8;

z₁ – число зубьев шестерни: z₁ = 40.

Полученное значение отношения рабочей ширины венца передачи к начальному диаметру шестерни ψ_bd = 0,2 и находится в допустимых пределах, т. е.

0,2 = ψ_bd = 0,2 < 0,4.

Таким образом, диаметр начальной окружности шестерни

Нормальный модуль передачи определяется из условия расчета на контактную выносливость зубьев по рассчитанному значению диаметра начальной окружности шестерни по формуле

мм,

где d_w1 – диаметр начальной окружности шестерни, мм: d_w1 = 76,72 мм;

β – угол наклона зубьев, град: β = 8–16°, принимается β = 11°;

z₁ – число зубьев шестерни: z₁ = 40.