3. Определение силовых и кинематических параметров привода

Параметр		Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
			двопзпмрм
Мощность Р, кВт		дв	=3,51
		Б	=
		Т	=
		рм	=
Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость , 1/с	дв	=950	=
		Б
		Т	=	=
		рм	=84,24	=8,82
Вращающий момент T,		дв	=
		Б	=
		Т	=
		рм	=

4. Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений

4.1. Выбор твёрдости, термообработки и материала зубчатой передачи:

а) Выбираем материал для зубчатой пары колес, одинаковый для шестерни и колеса:

Материал – Сталь 40Х

б) Выбираем термообработку для зубьев шестерни и колеса:

Для шестерни – улучшение, для колеса – нормализация

в) Выбираем интервал твердости зубьев шестерни НВ и НВ:

Для шестерни НВ=269…302

Для колеса НВ=235…262

г) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни НВ и колеса НВ:

НВ=(269 + 302)/2=285,5

НВ=(235 + 262)/2=248,5

НВ- НВ= 37(20…50)

д) Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса _в, _-1:

Для шестерни _в=900 Н/мм², _-1=410Н/мм²

Для колеса _в=790 Н/мм², _-1=375 Н/мм²

е) Выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни(D_пред – диаметр) и колеса(S_пред – толщина обода или диска):

D_пред=125мм, S_пред=125мм

4.2.Определение допускаемых контактных напряжений []н, н/мм2

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL1 и колеса K_HL2:

K_HL1= K_HL2=,

где N_H0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы(наработка), N=573ϖL_h. Здесь ϖ – угловая скорость соответствующего вала, 1/с; L_h – срок службы привода(ресурс),ч.

для шестерни N₁=циклов,

для колеса N₂=циклов.

N_H01=N_H02=16.5  10⁶

Т.к. N₁>N_H01 и N₂>N_H02, то K_HL1 = K_HL2=1

б) Определяем допускаемое контактное напряжение []_H01 и [σ]_H02, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H01 и N_H02;

для шестерни []_H01=1,8 НВ+ 67=Н/мм²

для колеса [σ]_H02=1,8 НВ_2ср+ 67= Н/мм²

в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []_H1 и колеса [σ]_H2:

для шестерни []_H1= K_HL1[]_H01=1580,9=580,9 Н/мм²

для колеса [σ]_H2= K_HL2[σ]_H02=1514,3=514,3 Н/мм²

Т.к. НВ- НВ= 37>20, но 50, цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается по меньшему значению [σ]_Н из полученных для шестерни []_H1 и колеса [σ]_H2, т.е. по менее прочным зубьям

[σ]_Н=[σ]_H2=514,3Н/мм²