3.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3.3.1 Определение мощности валов привода:

а) Мощность вала двигателя:

P_дв=Р_ном=5,028 кВт;

б) Мощность быстроходного вала:

P₁= P_дв_м_пк =5028*0,97*0,99=4,828 кВт;

где P_дв – мощность вала двигателя, кВт;

_м – КПД муфты;

_пк – КПД подшипников качения.

в) Мощность тихоходного вала:

P₂= P₁_зп_пк = 4,828*0,97*0,99=4,636 кВт;

где P₁ – мощность быстроходного вала, кВт;

_зп – КПД закрытой передачи;

_пк – КПД подшипников качения.

г) Мощность вала рабочей машины:

P_рм= P₂_м_пс=4,636*0,98*0,99=4,498 кВт;

где P₂ – мощность тихоходного вала, кВт;

_оп – КПД открытой передачи;

_пс– КПД подшипников скольжения.

3.3.2 Определение частоты вращения валов привода:

а) Частота вращения вала двигателя:

n_дв =n_ном =965 об/мин;

где n_ном – частота вращения вала двигателя, об/мин.

б) Частота вращения быстроходного вала:

n₁= n_ном/U_оп =965/4,3=224 об/мин;

где n_ном – частота вращения вала двигателя, об/мин.

в) Частота вращения тихоходного вала:

n₂= n₁/U_зп = 224/4=56 об/мин;

где n₁ – частота вращения быстроходного вала, об/мин;

U_зп – передаточное число редуктора.

г) Частота вращения вала рабочей машины:

n_рм= n₂=56 об/мин;

где n₂ – частота вращения тихоходного вала, об/мин;

Uоп– общее передаточное число привода.

3.3.3 Определение угловой скорости валов привода:

а) Угловая скорость вала двигателя:

_ном= n_ном/30 = 3,14*965/30= 101 (1/с);

где n_ном – частота вращения вала двигателя, об/мин.

б) Угловая скорость быстроходного вала:

₁= _ном /U_оп =101/4,3=23,5 (1/с);

где _ном – угловая скорость вала двигателя, сек^-1.

Uоп– общее передаточное число привода.

в) Угловая скорость тихоходного вала:

₂= ₁/U_зп =23,5/4=5,88 (1/с);

где ₁ – угловая скорость быстроходного вала, сек^-1;

U_зп – передаточное число редуктора.

г) Угловая скорость вала рабочей машины:

_рм= ₂ =5,88 (1/с);

где ₂ – угловая скорость тихоходного вала,

сек^-1;

3.3.4 Определение вращающего момента привода:

а) Вращающий момент вала двигателя:

T_дв= P_дв/_ном = 5028/101=49,78 Н*м

где P_дв – мощность вала двигателя, кВт;

_ном – угловая скорость вала двигателя, об/мин.

б) Вращающий момент быстроходного вала:

T₁=T_дв  Uоп_оп_пк =49,78*4,3*0,97*0,99=205,5 Н*м

где T_дв – вращающий момент вала двигателя, Нм;

_оп- КПД открытой передачи;

_пк – КПД подшипников качения.

в) Вращающий момент тихоходного вала:

T₂= T₁U_зп_зп_пк =205,5*4*0,97*0,99=789,4 Н*м

где T₁ – вращающий момент быстроходного вала, Нм;

_зп – КПД закрытой передачи;

_пк – КПД подшипников качения;

U_зп – передаточное число редуктора.

г) Вращающий момент вала рабочей машины:

T_рм= T₂ _оп_пс =789,4*0,98*0,99=765,9 Нм

где T₂ – вращающий момент тихоходного вала, Нм;

_м– КПД муфты;

_пс– КПД подшипников скольжения;

3.4 Составляем табличный ответ расчёта:

Таблица 2- Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя4АМ132S6У3 ; Рном=5,5 кВт; nном=965 об/мин
Пара метр	Передача		Пара метр	Вал
	закры тая	откры тая		Двига теля	Редуктора		Приво дной рабо чей маши ны
быст рохо дный	тихо ход ный
переда точное число U	4	4,3	расчётная мощность Р,кВт	5,028	4,828	4,636	4,498
угловая скорость ,рад/сек	101	23,5	5,88	5,88
КПД 	0,97	0,97	частота вращения n,об/мин	965	224	56	56
вращаю щий момент Т,Нм	49,78	205,5	789,4	765,9

4 Выбор материала зубчатых колес.

Определение допускаемых напряжений

1. Назначаем твердость, термообработку и материал для шестерни и колеса:

Принимаем марку материала сталь:

для шестерни: сталь 40Х

твердость: 235 … 262 HB;

термообработка: улучшение;

для колеса: сталь 40

твердость: 192 … 228 HB;

термообработка: улучшение;

4.2 Определяем среднюю твердость шестерни и колеса:

HB_ср1 = (235+262)/2 =248,5 HB

HB_ср2 = (192+228)/2 = 210 HB

4.3 Определяем число циклов перемены напряжений за весь срок службы шестерни и колеса:

N₁= 573₁L_h = 573*23,5*34748=467899194 цикл.

N₂= 573₂L_h = 573*5,88*34748=117074352 цикл.

где ₁ – угловая скорость быстроходного вала;

₂ – угловая скорость тихоходного вала;

L_h – ресурс машины.

4.4 Принимаем число циклов перемены напряжений шестерни и колеса:

N_но1=16,5*10⁶ (циклов) N_но2=10*10⁶ цикл

4.5 Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса:

K_HL1= ⁶N_но1/N₁

K_HL2= ⁶N_но2/N₂

где N_но1 – число циклов перемены напряжений

шестерни, циклов;

N_но2 – число циклов перемены напряжений

колеса, циклов;

N₁ – число циклов перемены напряжений за весь

срок службы шестерни, циклов;

N₂ – число циклов перемены напряжений за весь

срок службы колеса, циклов.

Так, как N>Nно ,то коэффициент K _HL1=1;

Принимаем равным K_HL1= 1 и K_HL2= 1

4.6 Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно числу циклов перемены напряжений:

[]_но1= 1,8HB_ср1+67 = 1,8*248,5+67=514,3 Н/мм²

[]_но2= 1,8HB_ср2+67 = 1,8*210+67=445 Н/мм²

где HB_ср1 и HB_ср2 – средняя твердость зубьев шестерни и колеса, HB.

4.7 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса:

[]_н1= K_нl1[]_но1 = 1*514,3= 514,3 Н/мм²

[]_н2= K_нl2[]_но2 = 1*445= 445 Н/мм²

где K_нl1 и K_нl2 – коэффициент долговечности для

шестерни и колеса;

[]_но1 и []_но2 – допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно числу циклов перемены напряжений, н/мм².

Принимаем []_н= 445 Н/мм²

4.8 Определяем коэффициент долговечности зубьев шестерни и колеса для определения допускаемых напряжений изгиба:

K_FL1= ⁶N_FO/N₁

K_FL2= ⁶N_FO/N₂

где N_fо – число циклов перемены напряжений

принимаемое для стали 410⁶ циклов;

N₁ – число циклов перемены напряжений за весь

срок службы шестерни, циклов;

N₂ – число циклов перемены напряжений за весь

срок службы колеса, циклов;

Так как N>N_FO, то принимаем коэффициент равным K_FL1= 1 и K_FL2= 1

4.9 Определяем допускаемые напряжения изгиба соответствующие пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса:

[]_FO1= 1,03HB_ср1 =1,03*248,5=255,955 Н/мм²

[]_FO2= 1,03HB_ср2 =1,03*210=216,3 Н/мм²

где HB_ср1 и HB_ср2 – средняя твердость зубьев шестерни и колеса, HB.

4.10 Определяем допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса:

[]_F1= K_FL1[]_FO1 =1*255,955=255,955 Н/мм²

[]_F2= K_FL2[]_FO2 = 1*216,3=216,3 Н/мм²

где K_FL1 и K_FL2 – коэффициент долговечности для

шестерни и колеса для определения допускаемых напряжений изгиба;

[]_FO1 и []_FO2 – допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответствующие пределу изгибной выносливости, Н/мм².

4.11 Принимаем допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни и

колеса реверсивных передач на 25% меньше рассчитанных:

[]_F2=0,75[]_F1 = 0,75*255,955= 192 Н/мм²

[]_F1=0,75[]_F2 =0,75* 216,3= 162,2 Н/мм²

где []_F1 – допускаемые напряжения изгиба шестерни , н/мм²;

[]_F2 – допускаемые напряжения изгиба колеса, н/мм².

0. Составляем табличный ответ решения:

Таблица 3 – Результаты расчетов

Элемент передачи	Марка стали	Термо-обработка	НВср.	[]н	[]F
				н/мм2
Шестерня	40Х	Улучшение	248,5	514,3	192
Колесо	40	Улучшение	210	445	162,2