рний момент.
Отже, Пѓ н за формулою (25) вийде:
Пѓ н = В· = 831,54 В· 10 6 Па.
Як видно з розрахунку, умова міцності по контактним напруженням виконується: 831,54 • 10 6 <840.10 6 . Отже, вид термохімічної обробки зубів обраний вірно.
Розрахунок зубів на міцність при змінному вигині
Запишемо умова міцності:
σ F ≤ [ σ F ] ,
де Пѓ F - чинне напруга при змінному вигині;
[ Пѓ F ] - допустиме напруження при змінному вигині.
Значення [ Пѓ F ] визначимо за формулою:
[ Пѓ F ] = В· k FL , (26)
де Пѓ -1 F = 700 МПа - межа витривалості матеріалу при симетричному згині;
[ k F ] = 1,75 - коефіцієнт безпеки (Залежить від технології виготовлення зубчастого колеса: заготівля виходить штампуванням);
k FL - коефіцієнт довговічності;
k FL =,
де N FO = 4.10 6 - базове число циклів навантаження (взято з конспекту лекцій [2]);
N F Е = N HE = 197,71 В· 10 6 - число нагружений зуба колеса за весь термін служби передачі;
m = 9, тому що HB> 350. p> k FL == 0,648.
Т.к. 1 ≤ k FL ≤ 1,63, то приймаємо k FL = 1. p> Обчислимо значення [ Пѓ F ] за формулою (26):
[ Пѓ F ] = В· 1 = 400.10 6 Па.
Величину Пѓ F визначимо за формулою:
Пѓ F = В· Y F , (27)
де M ОЈ max = 216 (Н В· м) - максимальний сумарний момент;
k Д В· k К = 1,3, де k К - коефіцієнт концентрації, k Д - коефіцієнт динамічності;
m = 1,25 В· 10 -3 м - нормальний модуль зубчастого зачеплення;
t k = 25.10 -3 м - ширина вінця зубчастого колеса;
ОІ = 16 Лљ 1537 Лќ - кут нахилу лінії зуба;
z k = z 2 = 100 - число зубів колеса;
V до = 1,35 - коефіцієнт форми зуба.
Y F вибираємо по еквівалентному числу зубів z v , де z v === 113.
Відповідно Y F = 3,75.
Знайдемо величину Пѓ F за формулою (27):
Пѓ F === 368,05 МПа.
Отримали, що 368,05 МПа <400 МПа, а це задовольняє умові Пѓ F ≤ [ Пѓ F ].
p> ВИСНОВОК
За заданими геометричним, ваговим та експлуатаційним параметрам був виконаний синтез плоского важільного механізму з одним ступенем свободи, в результаті якого були знайдені розміри ланок механізму і межопорное відстані.
Був проведений кінематичний аналіз механізму, заснований на побудові ряду послідовних положень ланок механізму і відповідних їм планів швидкостей, в результаті якого були визначені відносні лінійні швидкості характерних точок і відносні кутові швидкості ланок.
Далі був проведено силовий аналіз механізму. З метою його спрощення були замінені всі ланки і зусилля еквівалентної з точки зору навантаженості приводу динамічної моделлю. На основі динамічного аналізу були визначені складові моменту рушійних сил (Мдв), призначені для подолання сил статистичного опору - статичний момент (МСТ), і динамічного опору - динамічний момент (Мдину). При визначенні сумарного моменту рушійних сил (МОЈ) були враховані втрати на тертя (ККД механізму дорівнює 68%). p> На основі розрахункового моменту Мрасч Н В· м, де величина М н - є середньоінтегральної значення функції М ОЈ ( П† ), До 1 - Коефіцієнт, що відображає підвищену частоту обертання швидкохідного валу редуктора, До 2 - коефіцієнт, що відображає вплив характеру навантаження) був обраний циліндричний одноступінчатий мотор-редуктор МЦ-100 з максимальним обертовим моментом на вихідному валу Т = 230 Н В· м передавальним...
