Определение нагрузок по ступеням

4. Определение нагрузок по ступеням

4.1 Определение мощностей на каждом валу

Мощность на приводном валу:

P_пр=Р_вхּ η₃ּ η₂

P_пр=17ּ0.98ּ0.99=16.5кВт

Мощность на первом промежуточном валу

P_пп=Р_пр ּ η² ₁ η₂

P_пп=16.5ּ0.97² 0.99=15.4кВт

Мощность на втором промежуточном валу

P_вп=Р_пп ּ η ₁ η₂

P_вп=15.4ּ0.97ּ0.99=14.8кВт

Мощность на выходном валу:

P_в=Р_вп ּ η ₁ η₂

P_в=14.8ּ0.97ּ0.99=14.2кВт

Мощность на рабочем органе:

P_вых=Р_вп ּ η₃

P_вых=14.2ּ0.98=13.9кВт

4.2 Определение крутящих моментов на валах привода

Крутящий момент на валу двигателя:

Т_дв=Р_дв/ω;

где ω – частота вращения двигателя определяемая из соотношения:

.;

Т.е. вращающий момент на валу двигателя получаем:

Т_дв=17∙10³/105=162Н∙м

Крутящий момент на приводном валу:

Т_вх=Т_дв∙η₃;

Т_вх=162∙0.98=159Нм

Крутящий момент на первом промежуточном валу

Т_пп=Т_вх u₁ η² ₁ η₂

T_пп=159ּ7.1ּ0.97² 0.99=1052Нм

Крутящий момент на втором промежуточном валу

Т_вп=Т_ппuּ₂ η ₁ η₂

P_вп=1052ּ2.8ּ0.97ּ0.99=2827Нм

Крутящий момент на выходном валу:

Т_в=Т_вп uּ₃ η ₁ η₂

Т_в=2827ּ2.24ּ0.97ּ0.99=6081Нм

Крутящий момент на рабочем органе:

Т_вых=Р_в ּ η₃

Т_вых=6081ּ0.98=5959Нм

4.2 Определение скоростей на валах привода

Скорость на приводном валу:

ω_вх= ω_дв=105с^-1;

Скорость на первом промежуточном валу

ω_пп=ω_вх u₁

ω_пп=105/7.1ּ=14.8с^-1

Скорость на втором промежуточном валу

ω_вп=ω_пп/u₂

P_вп=14.8/2.8=5.3c^-1

Скорость на выходном валу:

ω_в=ω_вп /u₃

ω_в=5.3/2.24=2.4c^-1

Скорость на рабочем органе:

ω_вых=ω_в =2.4 c^-1

Полученные данные сведем в таблицу 4.1:

	Вал двигателя	Приводной вал	Первый промежуточный вал	Второй промежуточный вал	Выходной вал	Рабочий орган
Мощность, P, кВТ	17	16.5	15.4	14.8	14.2	13.9
Крутящий момент, Т, Нм	162	159	1052	2827	6081	5959
Скорость вращения, ω, с-1	105	105	14.8	5.3	2.4	2.4

5. Выбор материала зубчатых колёс и определение допустимых напряжений

5.1 Выбор материала зубчатых колес

Поскольку зубчатому зацеплению приходится передавать большие крутящие моменты то необходимо выбирать материал с твердостью поверхности ≥350НВ. Т.е. выбираем для шестерни материал сталь 45 с объёмной закалкой и твёрдостью поверхности зубьев 37HRC, для колеса выбираем сталь 40 с поверхностной закалкой и твёрдостью зубьев 38HRC.

 5.2 Определяем контактное напряжение:

Допускаемые контактные напряжения при расчетах па прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ]_Н1 и колеса [σ]_Н2 в следующем порядке.

а) Определить коэффициент долговечности K_HL:

где N_HO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (в данном случае 36.4);

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).

N=573ωL_h

Здесь ω — угловая скорость соответствующего вала, с^-1;

L_h—срок службы привода (ресурс), ч (5000).

В результате получаем:

Для зубчатых колес на входном валу:

N=573∙105∙5000=3.01∙10⁸

Для зубчатых колес на первом промежуточном валу:

N=573∙14.8∙5000=4.24∙10⁷

Для зубчатых колес на втором промежуточном валу:

N=573∙5,3∙5000=1,5∙10⁷

Для зубчатых колес на выходном валу:

N=573∙2.4∙5000=6.9∙10⁶

Поскольку во всех случаях N≥N_но то принимаем K_HL=1.

б) Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле

[σ]_н=(14∙HRC+170)k_HL;

-для шестерни

[σ]_н=(14∙37+170)1 =688МПа

-для зубчатого колеса

[σ]_н=(14∙38+170)1 =702МПа

5.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Проверочный расчет зубчатых колес определяется по допускаемым предельным напряжениям, которые определяются в следующем порядке:

а) Определить коэффициент долговечности K_HL:

где N_FO - число циклов перемены напряжений, для всех сталей равен 4∙10⁶.

Поскольку во всех случаях N≥N_HLто принимаем K_HL=1.

б) определяем допустимые напряжения изгиба:

[σ]_f=[σ]_f0 K_HL

В данном случае выбираем[σ]_f0=310, т.е.

[σ]_f=310∙1=310МПа