Мощности, передаваемые валами

Мощности на валах:

P₀= P_тр =9, 97 кВт

P₁= P₀ =9, 97•0.96•0.99=9, 47 кВт

P₂= P₁ =4.12• 0.98• 0.99=9, 18 кВт

Крутящие моменты на валах

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле

T_i = 9550 .

Тогда T₁=9550 = 130,31 Н м

T₂=9550 =500, 31 Н м

T₃=9550 =1922, 51 Н м

Консольные нагрузки от муфт в кН предварительно определяют по ГОСТ 16162-85:

на быстроходном валу F_к = (0.05…0.125) =1.557

на тихоходном валу F_к =0.125 =5.551

2. Расчет зубчатой передачи

Исходные данные:

Тип зуба – Косозубый

Тип привода – Нереверсивный

Крутящий момент на шестерне –500,4 Н м

Частота вращения шестерни – n₁=182,8 мин^-1

Передаточное число u= 4

Режим работы – легкий

Коэффициент использования передачи:

в течение года – K_г =0.8

в течение суток – K_с =0.7

Cрок службы передачи в годах – L =5

Продолжительность включения – ПВ = 25 %

Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки

Материалы выбираем по табл. 1.1 [1]

Шестерня

Материал - сталь 40х.

Термическая обработка - Закалка ТВЧ.

Твердость поверхности зуба 45-50HRC

Колесо

Материал-сталь 40x.

Термическая обработка - Улучшение.

Твердость поверхности зуба HB 235-262.

Расчет допускаемых контактных напряжений

Для их определения используем зависимость

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

s_{Hlim j} - предел контактной выносливости по табличным данным,

s_Hlim1 = 2HB₁+70=2•285.5+70=10007 МПа

s_Hlim2= 2HB₂+70=2•248.5+70=567 МПа

S_Hj - коэффициент безопасности по табличным данным,

S_H1=1.2 S_H2=1.1

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj = 1,

здесь N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений по табличным данным,

N_H01=73•10⁶ N_H02 =16.8•10⁶

Эквивалентные числа циклов нагружения

N_HEj= _h •N_Sj

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табличным данным в зависимости от режима нагружения: _h=0.125

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_г К_с ПВ =365•5•24•0.8•0.7•0.25=6132 ч

Суммарное число циклов нагружения

N_Si = 60• n_j •c• t_h,

где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n_j – частота вращения j-го колеса, n₁=182 мин^-1 n₂= 61об/мин;

N_S1= 60•n•c•t_h =6.72•10⁷

N_S2= =1.68•10⁷

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _h N_Σj;

N_HE1=8.40•10⁶

N_HE2= 2.102•10⁶

Поскольку N_HE1 >N_H01, примем коэффициенты долговечности

K_HL1= 1.43 K_HL2= = =1.41

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

s_HP1= = =1203,7 МПа

s_HP2= = =729 МПа

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:

s_HP= 0.45 (s_HP1 + s_HP2) s’_HP

s_HP= 0.45 (s_HP1 + s_HP2)= 869,7МПа

s’_HP=1.23s_HPjmin=1.23•869,7 =1069,73 МПа

Условие s_HP s’_HP выполняется

Допускаемые напряжения изгиба

_FPj= ,

где s_{F limj} - предел выносливости зубьев при изгибе, взятый из табличных данных,

s_{F lim 1} =1.75 HB₁=1.75•285.5=600 МПа

s_{F lim 2} =1.75 HB₂=1.75•248.5=434,9 МПа

S_Fj - коэффициент безопасности при изгибе,

S_F1=1.7 , S_F2=1.7 ;

K_FCj - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (по табличным данным) K_FC1=1 , K_FC2=1

K_FLj - коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}= 1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости: q₁ =6 , q₂ =6 (по табличным данным).

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4•10⁶.

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_{FE j}= _Fj N_Σj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табличным данным в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 =0.016, _F2 =0.038 ,

N_FE1 = _F1 N_Σ1. =1.09•10⁶,

N_FE2 = _Fj N_Σj=0.44•10⁶ N_S2= =1.68•10⁷

Так как N_FE1 >N_F0 ,то примем K_FL1=1.157

K_FL2 =1.358

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1= =408.4 МПа

_FP2= =347.3 МПа

Проектный расчет передачи

2.3.1. Межосевое расстояние

a_w= K_a(u+1) ,

где K_a=410 для косозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач примем ψ_ba=0.4. На этапе проектного расчета задаемся значение коэффициента контактной нагрузки K_H=1.2. Тогда

a_w= 160 мм,

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения, используя табличные данные: a_w= 160 мм

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

m_n=(0.01…0.02) a_w=(0.01…0.02)125=1.25…2.5 мм

Из полученного диапазона выбираем стандартный модуль m_n=2 мм по табличным данным, учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применять не рекомендуется.

Суммарное число зубьев передачи

Z = ,

где β₁=0° для прямозубых передач, β₁=12° для косозубых передач и β₁=30° для шевронных передач.

Полученное значение Z^’_∑ округлим до ближайшего целого числа Z_∑=155 и определим делительный угол наклона зуба

= arccos

Число зубьев шестерни

Z₁= =31

Число зубьев колеса

Z₂= Z – Z₁=126

Фактическое передаточное число

u_ф = =4.065

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 3 %

при u 5.

u = 100 =100 =0.007 % < 3 %

Коэффициенты смещения шестерни и колеса примем x₁= 0, x₂= 0,

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: