n₁ =710 мин^-1 ,

n₂ =n₁ /U_бп =710/2.5=284 мин^-1 ,

n₃ =n₂ /U_тп =284/4=71 мин^-1 ,

Определяем мощности, передаваемые валами по ф. стр. 11 [1]:

Р₁ =Р_эп ×h_м =2,8×0.995=2.786 кВт;

Р₂ = Р_эп ×h_к.п ×h_пк ×h_м =2.783*0.995*0,995*0,95=2.633 кВт;

Р₃ =Р₂ ×h_к.п =2.633*0.98=2.58 кВт;

Определяем угловые скорости валов привода по ф. cтр. 11[1]:

w₁ =p×n₁ /30=3,14×710/30=74.35 с^-1 ;

w₂ =p×n₂ /30=3,14×284/30=29.74 с^-1 ;

w₃ =p×n₃ /30=3,14×71/30=7.43 с^-1 .

Определяем крутящие моменты на валах привода по:

Т₁ =Р₁ /w₁ =2786/74.35=37.47 Н×м;

Т₂ =Р₂ /w₂ =2633/29.74=88.53 Н×м;

Т₃ =Р₃ /w₃ =2580/7.43=347.24 Н×м;

w1	w2	w3	Т1	Т2	Т3
74.35 с-1	29.74 с-1	7.43 с-1	37.47 Н×м	88.53 Н×м	347.24 Н×м

2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления шестерен и колёс сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. По таблице 8.8 [2] назначаем термообработку: для шестерен – азотирование поверхности 50…59 HRC при твёрдости сердцевины 26…30 HRC, ,;для колеса – улучшение 230…260 HB,.

Определяем допускаемые контактные напряжения

Для колёс обеих ступеней по табл. 8.9 (с. 168, [2]):

мПа

для шестерни обеих ступеней

Коэффициент безопасности

Число циклов напряжений для колеса второй ступени, по формуле (8.65,[2]), при с=1:

=60*1*71*10416=4,4*

Здесь n-частота вращения выходного вала,

=5*365*0,29*24*0,82=10416 ч-срок службы передачи.

По графику (рис.8.40[2]), для 245HB =1.5*, для 50…59 HRC =.

По таблице (8.10[2]), =0,25. По формуле (8.64[2]), для колеса второй ступени:

=*=0,25*4,4*=1,7*.

Сравнивая и , отмечаем, что для колёс второй ступени >. Так как все другие колёса вращаются быстрей, то аналогичным расчётом получим и для них >. При этом для всех колёс передачи =1.