Определение общего КПД привода

КПД привода определяется по формуле [1, с.4]:

,

где η_М – КПД муфты, принимаем η_М=0.98;
η_ЗП – КПД закрытой передачи, принимаем η_ЗП=0,97;
η_ОП – КПД открытой передачи, принимаем η_ОП=0.95;
η_П – КПД, учитывающий потери на трение в подшипниках, η_П=0.99 [1,табл.1.1,с.5]. Тогда:

Определение угловых скоростей валов. Расчет мощностей и крутящих моментов на валах I, II и III.

 

Определим угловые скорости w₁, w₂ и w₃:

;

;

Найдем значения мощностей на валах. Мощность на валу III:

,

где T_III – крутящий момент на валу III. T_III=2480 Нм (по условию).

.

Мощность на валу II:

.

Мощность на валу I:

.

Определим требуемую мощность электродвигателя:

Далее вычислим моменты на валах привода:

;

;

(по условию).

Результаты энергокинематического расчета сведем в таблицу 1.1.

Таблица 1.1.Результаты энергокинематического расчета

№ вала	u	n, об/мин.	w, с^-1	Т, Нм	Р, Вт
	4.6		94.2	137.4	12939.8
	195.6	20.5	606.2	12426.1
4.4
		4.7		11686.7

 

Расчет цилиндрической косозубой передачи.

Проектировочный расчет передачи по контактной выносливости.

 

По условию твердость шестерен НВ₁=290. Выберем сталь 40ХН, термическая обработка – улучшение [1,стр. 34,табл.3.3].

Так как в задании нет особых требований к твердости зубчатых колес, выберем материал со средним механическими характеристиками – сталь 40Х; термическая обработка – улучшение, твердость HB=290 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

, [1, с. 33]

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

[1,табл. 3.2, с.34].

К_HL – коэффициент долговечности. При числе циклов нагружения больше базового, принимаем К_HL = 1 для шестерни и колеса [с. 33].

[S_H] - коэффициент безопасности, [S_H] = 1.2 [1, с. 33].

Для косозубых колес расчетное допускаемое напряжение равно:

[1, с. 35]

Для шестерни:

Для колеса:

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

.

Требуемое условие контактной выносливости [s_н]£1,23[s_н2] – выполняется.

Коэффициент К_Нβ для симметричного расположения колес относительно опор принимаем равным: К_Нβ=1,08 [1, табл. 3.5,с. 39,]

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψ_bа = b/a_w = 0.3 [1, с. 33].

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

, [1, с.32]

где для косозубых колес К_а = 43 [1, с.32]

Т_II – вращающий момент на валу колеса 2.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

a_w = 200 мм [1, с.36].

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0.01¸0.02)*a_w

m_n = (0.01¸0.02)*10 = 2¸4 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60: m_n = 2 мм [1, с.36]

Примем предварительно угол наклона зубьев b = 15^о и определим числа зубьев шестерни и колеса [1, с.36]:

Принимаем z₁ = 32, тогда z₂ = z₁∙u₁₂ = 32∙5 = 160

Принимаем z₂ = 160

Уточним угол b: