Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 950 об/мин w₁ = 950π/30 = 99,5 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 950/3,58=265 об/мин w₂=265π/30 = 27,8 рад/с

n₃ = n₂/u₂ =265/5,0 = 53 об/мин w₃= 53π/30 = 5,55 рад/с

Фактическое значение скорости вращения рабочего вала

v = πDn₃/6·10⁴ = π·900·53/6·10⁴ = 2,49 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

δ = (2,50 – 2,49)100/2,5 = 0,4 < 4%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_тр = 3,08 кВт

P₂ = P_трη_о.пη_пк = 3,08·0,96·0,995 = 2,94 кВт

P₃ = P₂η_з.пη_пк = 2,94·0,97·0,995 = 2,84 кВт

P_рв = P₃η_мη_пс = 2,84·0,98·0,99 = 2,75 кВт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/w₁ = 3080/99,5 = 31,0 Н·м

Т₂ = 2940/27,8 = 105,8 Н·м

Т₃ = 2840/5,55 = 511,7 Н·м

Т₄ = 2750/5,55 = 495,5 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

3 Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.50], сталь 45:

шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262 [1c.53],

колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения: [σ]_H = K_HL[σ]_H0,

где K_HL – коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55],

N = 573ωL_h = 573·5,55·22,0·10³ = 7,0·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[σ]_H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[σ]_H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[σ]_H = 0,45([σ]_H1 +[σ]_H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F = K_FL[σ]_F0,

где K_FL – коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[σ]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[σ]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[σ]_F1 = 1·255 = 255 МПа.

[σ]_F2 = 1·199 = 199 МПа.

Таблица 3.1

Механические характеристики материалов зубчатой передачи