Крутящие моменты

1.3 Крутящие моменты.

Момент на входном валу:

,

где: Р_тр – требуемая мощность двигателя, кВт;

 – угловая скорость вращения двигателя, об/мин;

где: n_дв – частота вращения двигателя, мин^-1;

Момент на промежуточном валу:

Т₂ = Т₁ * u₁ * η₂

где: u₁ – передаточное отношение первой ступени;

η₂ – КПД второго вала;

Т₂ = 65,5*10³ * 5*0,92 =301,3*10³ Нмм

Угловая скорость промежуточного вала:

Момент на выходном валу:

Т₃ = Т₂ * u₂ * η₃

где: u₂ – передаточное отношение второй ступени;

η₃ – КПД третьего вала;

Т₃ = 301,3*10³ * 3,05 * 0,91 = 836,3*10³ Нмм

Угловая скорость выходного вала:

Все данные сводим в таблицу 1:

таблица 1

	Быстроходный вал	Промежуточный вал	Тихоходный вал
Частота вращения, об/мин	n1= 1458	n2=291,3	n3=95,5
Угловая скорость, рад/с	w1= 152,7	w2 =30,5	w3= 10
Крутящий момент, 103 Нмм	T1= 65,5	T2= 301,3	T3= 836,3

2. Расчет зубчатых колес.

2.1 Выбор материала.

Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9 [1])

, МПа

где: σ_{Н limb}– предел контактной выносливости, МПа;

, МПа

для колеса: = 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестерни: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

К_НL – коэффициент долговечности

,

где: N_HO – базовое число циклов напряжений;

N_НЕ – число циклов перемены напряжений;

Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают К_HL = 1.

 [S_H] – коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [S_H] = 1,11,2.

Для шестерни:

Для колеса:

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1])

= 0.45(481+428)=410 МПа.

2.2       Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

 

2.2.1   Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

 

, мм

где: К_а – для косозубых колес К_а = 43;

u₁ – передаточное отношение первой ступени;

Т₂ – крутящий момент второго вала, Нмм;

К_Нβ – коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.

 При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение К_Нβ по таблице 3.1 [1]. К_Нβ=1,25

 [σ_H] – предельно допускаемое напряжение;

ψ_ba – коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи ψ_ba= 0,25  0,40.

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_w = 160 мм (см. с.36 [1]).

2.2.2   Нормальный модуль:

m_n = (0,010,02)*а_w

где: а_w – межосевое расстояние, мм;

m_n = (0,010,02)*а_w = (0,010,02)*160 = 1,63,2 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n = 3.

Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.

2.2.3 Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] ):

,

где: а_w – межосевое расстояние, мм;

β – угол наклона зуба, °;

u₁ – передаточное отношение первой ступени;

m_n – нормальный модуль, мм;

 

2.2.4 Число зубьев колеса:

z₂ = z₁ * u₁ = 17*5=85

2.2.5  Уточняем значение угла наклона зубьев:

,

где: z₁ – число зубьев шестерни;

z₂ – число зубьев колеса;

m_n – нормальный модуль, мм;

а_w – межосевое расстояние, мм;

β = 17°

2.2.6  Диаметры делительные.

Для шестерни:  

Для колеса:

Проверка:  

2.2.7  Диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: d_a1 =d₁+2m_n =53,3 + 2*3 = 59,3 мм

Для колеса: d_a2 =d₂+2m_n = 266,7 + 2*3 = 272,7 мм

2.2.8  Ширина зуба.

 

Для колеса: b₂ = ψ_ba * a_w = 0,4 * 160 = 64 мм

Для шестерни: b₁ = b₂ + 5 = 64 + 5 = 69 мм

2.2.9  Коэффициент ширины шестерни по диаметру.

,

где: b₁ – ширина зуба для шестерни, мм;

d₁ – делительный диаметр шестерни, мм;

2.2.10             Окружная скорость колес.

 м/с

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.