n₂ = n₁ /U_б.з.п. = 665/4,1 = 162 мин_-1 ;

n₃ = n₂ /U_п.з.п. = 162/3,8 = 42,6 мин_-1 ;

n₄ = n₃ /U_т.з.п. = 42,6/3,4 = 12,5 мин_-1 ;

n₅ = n₄ = 12,5 мин_-1 ;

Затем определим мощности на валах.

Р₁ = Р_э.д. * _м * _п.к. = 2,65*0,99*0,99 = 2,60 кВт;

Р₂ = Р₁ * _з.п. * _п.к. = 2,60*0,97*0,99 = 2,50 кВт;

Р₃ = Р₂ * _з.п. * _п.к. = 2,50*0,97*0,99 = 2,40 кВт;

Р₄ = Р₃ * _з.п. * _п.к. = 2,40*0,97*0,99 = 2,30 кВт;

Р₅ = Р₄ * _з.п. * _п.к. = 2,30*0,97*0,99 = 2,25 кВт;

Вычеслим крутящие моменты на валах.

Т= 9559*Р/n;

где Р – мощность на валу;

n – частота вращения вала.

Т₁ = 9559*Р₁ /n₁ = 9550*2,60/665 = 37,3 Н*м;

Т₂ = 9559*Р₂ /n₂ = 9550*2,50/162 = 147,4 Н*м;

Т₃ = 9559*Р₃ /n₃ = 9550*2,40/42,6 = 538 Н*м;

Т₄ = 9559*Р₄ /n₄ = 9550*2,30/12 = 1757б2 Н*м;

Т₅ = 9559*Р₅ /n₅ = 9550*2,25/12,5 = 1719 Н*м;

Определяем угловые скорости на валах.

 = *n/30;

где n – частота вращения вала.

₁ = n₁ /30 = 3,14*665/30 = 69,6 мин^-1 ;

₂ = n₂ /30 = 3,14*162/30 = 16,96 мин^-1 ;

₃ = n₃ /30 = 3,14*42,6/30 = 4,4 мин^-1 ;

₄ = n₄ /30 = 3,14*12,5/30 = 1,3 мин^-1 ;

₅ = n₅ /30 = 3,14*12,5/30 = 1,3 мин^-1 ;

2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

Шестерни и зубчатые колеса изготавливаются из стали 40Х твердость поверхности которых менее 350, что позволяет производить чистовое нарязание зубъев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций (шлифофки, притирки, и т.п.). Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках.

Определим допускаемые напряжения для тихоходной зубчатой передачи.

Шестерня – сталь 40ХНВ250.

_нр1 = 0,9*_{н lim 1} *z_{N 1} /S_н1 = 0,9*570*0,95/1,2 = 406 МПа;

где _{н lim} – пределы контактной выносливости шестерни.