1.3.Силовой расчет привода.
Крутящий момент на тихоходном валу:
;
Мощность и момент на промежуточном валу:
Мощность и момент на быстроходном валу:
В таблице приведены мощности ,моменты и частоты вращения входного, промежуточного и выходного валов.
|
Мощность Р, кВт |
Частота вращения n, об/мин |
Крутящий момент Т, Нм |
Передаточное число U |
КПД |
Входной |
4,51 |
1445 |
29,8 |
5,5 |
0,97 |
Промежуточный |
4,375 |
262,7 |
159,04 |
5 |
0,96 |
Выходной |
4,2 |
52 |
763,418 |
27,5 |
0,9312 |
Таблица 1 - Значения мощностей, моментов и частот вращения на валах.
2. Расчет зубчатой передачи.
2.1. Расчет косозубой передачи.
Время работы передачи:
t=tг*365*24*Кг*Кс=8*365*24*0.4*0.4=11212.8часов
2.1.1.Выбор материалов и способа упрочнения.
Для колеса выбираем материал – сталь 40ХН термическая обработка - улучшение, твердость HB230...300 (примем НВ240). Для шестерни термическая обработка - улучшение твердость НВ280
2.1.2.Расчет допускаемого контактного напряжения
Так как передача закрытая и твердость одного колеса НВ<350 проектный расчет проводим из условия усталостной контактной прочности.
Допускаемое усталостное контактное напряжение [3, стр. 185]:
-
длительный предел контактной выносливости,
МПа;
-
коэффициент запаса прочности, для колес
с поверхностной закалкой
=1.3,
для улучшенных колес SH=1.2;
zr - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, для фрезерованных зубьев ZR=1;
Zv - коэффициент, учитывающий влияние скорости, повышение скорости вызывает повышение толщины гидродинамического масляного слоя и уменьшение коэффициента трения, при НВ<350 и окружной скорости меньше 5м/с Zv=1;
zn— коэффициент долговечности:
где m - показатель степени, m=6;
NHG - базовое число циклов;
NHE –эквивалентное число циклов;
Базовое число циклов шестерни:
NHG1=2803=2.19*107
Базовое число циклов колеса:
NHG2=2403=1,38*107
Эквивалентное число циклов, вычисляется по формуле:
NHE=60*n*t*eH
где 60 - согласующий коэффициент;
n - частота вращения шестерни или колеса, об/мин;
t - полное время работы передачи, ч;
eH - коэффициент эквивалентности.
где Тi - момент каждой ступени нагружения (из графика нагрузки);
Т max— наибольший из длительно действующих моментов;
ti - время работы на каждой ступени нагружения.
Определение коэффициента долговечности;
примем значения ZN1 и ZN2 =1
Для улучшенных колес длительный предел контактной выносливости [3, табл. 10.8, стр.185]:
Вычисляем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:
МПа
МПа
Допускаемые контактные напряжения быстроходной передачи:
=0,45*(484.6+458.3)=424.8
МПа
При этом должно выполняться условие:
1,25
≥
≥
1,25 =1,25*630=787.5 МПа
Условие выполняется.
Коэффициент
ширины зуба
выбирается из интервала (3,стр.155):
-(0,25…0,4)
Для косозубой передачи принимаем =0,4.