1.3 Общее передаточное число привода

u_o= =731.25/95 =7,69

Передаточное число зубчатой передачи

u^’=4

Округлим u^’ до ближайшего стандартного значения (табл. 7.1 [1]). Принимаем u= 4

1.4 Частоты вращения валов:

n₁=731.25 об/мин

n₂=91,406 об/мин

n₃= 365,625 об/мин

1.5 Мощности на валах:

P₁ = 10,953 кВт

P₂ = 10,099 кВт

P₃ = 10,515 кВт

1.6 Крутящие моменты, передаваемые валами, определяют по формулам

T_i = 9550 .

Тогда T₁ = 143,044 Н*м

T₂ = 1055,184 Н*м

T₃ = 274,645 Н*м

Консольные нагрузки от муфт в кН предварительно определяют по ГОСТ Р50891–96:

на быстроходном валу F_к = (0.05…0.125) =0,0875*√274,645=1,45

на тихоходном валу для зубчатых редукторов F_к= 0.125 = 0,125*√1055,184=3,983

где T_б и T_т – крутящие моменты на соответствующих валах, Н·м.

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи Исходные данные

Тип зуба – Прямой

Тип передачи –Реверсивная

Крутящий момент на шестерне Т₁ = 274,6 Н•м

Частота вращения шестерни n₁= 365,6 об/мин

Передаточное число u= 4

Режим нагружения – легкий

Коэффициент использования передачи:

в течение года – K_г = 0.4

в течение суток – K_с = 0.7

Cрок службы передачи в годах – L = 7

Продолжительность включения – ПВ = 55 %

2.1. Выбор материалов зубчатых колес

Материалы выбираем по табл. 1.1 [1]

Шестерня

Материал – Сталь 45

Термическая обработка – Улучшение

Твердость поверхности зуба – 269-302НВ

НВ₁ = 0.5(HB_1min + HB_1max) = 0.5(269+302) = 285.5

Колесо

Материал – Сталь 45

Термическая обработка – Улучшение

Твердость поверхности зуба – 235-262 НВ

HB₂ = 0.5(HB_2min+ HB_2max) = 0.5(235+262) = 248.5

2.2. Определение допускаемых напряжений

2.2.1. Допускаемые контактные напряжения

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_{Hlim j}  предел контактной выносливости (табл. 2.1 [1]),

_Hlim1= 2HB_l+70 = 2 ∙ 285.5+70 = 641 МПа

_Hlim2= 2НВ₂+70 = 2 ∙ 248.5+70 = 567 МПа

S_Hj  коэффициент безопасности (табл. 2.1 [1]),

S_H1 = 1.1 S_H2 = 1.7

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj = 1,

здесь N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 1.1 [1]),

N_H01= 2.347·10⁷ N_H02 = 1.682·10⁷

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения: _h = 0.5

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_гК_сПВ = 365·9·24·0.7·0.4·0.35 = 15768ч

Суммарное число циклов нагружения

N_j = 60 n_j c t_h,

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

n_j – частота вращения j-го колеса, n₁= 182,8 об/мин , n₂=40,6.1 об/мин ;

N_1= 60·432.4 ·1·7726=2.005·10⁸ N_2=60·96.1·1·7726= 4.455·10⁷

Эквивалентное число циклов контактных напряжений,

N_{HE j}= _h N_Σj;

N_HE1= 0.5·17.295·10⁸ = 8,648·10⁷ N_HE2= 0.5·3,844·10⁷= 1.922·10⁷

Коэффициенты долговечности

K_HL1= 1,7(N_HE1> N_H01) K_HL2= 1(N_HE2> N_H02)

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1= МПа _HP2= МПа

Для прямозубых передач _HP=_HP2, для косозубых и шевронных передач

_HP=0.45 (_HP1+_HP2) 1.23 _HP2.

Допускаемые контактные напряжения передачи:

_HP = 496.1 МПа

Условие σ_HP < σ¹_HP выполняется.