ня силових і кінематичних параметрів приводу
- частота обертання валів приводу, об/хв ([1], ф. 1.14, с. 7):
- потужність, що передається на вали, кВт ([1], ф.1.15, с. 7):
Для швидкохідного валу:
Для тихохідного валу:
Для приводного валу:
- крутний моменти, віддавайте на вали, Н мм ([1], ф. 1.16, с. 10):
Результати обчислень зводимо в таблицю:
Таблиця 2 - Характеристики валів
N валаЧастота обертання?, об/хв Потужність N, кВт Обертаючий момент Т, ед 1 2 3699 285,3 95 951,698 1,596 1,532 1,523.2 51,28 154 150,8
2. Розрахунок конічної передачі редуктора
2.1 Вибір матеріалу для виготовлення шестерні і колеса
Щоб отримати порівняно невеликі габарити і невисоку вартість редуктора, призначаємо ([1], табл. 4, с. 53): для шестерні сталь 45 і для колеса сталь 50. По таблиці 5 ([1] , с. 53) призначаємо термічну обробку шестерні - покращення, для колеса - нормалізацію. Інші технічні характеристики призначаємо згідно з таблицею 6 ([1], с. 53) і зводимо її в таблицю 3.
Таблиця 3
Наймену ваніеМарка сталіТермообработкаТвердость НВПредел міцності? в, мПаПредел міцності? т, мПаШестерня45улучшения207…236780440Колесо40нормализация155…195520285
Враховуючи рекомендації 2.1 ([1], с. 10-11), призначаємо твердість:
для колеса 2 H HB=280 s Т2=190
для шестерні 1 H HB=210 s Т2=220.
2.2 Визначення допустимих контактних напружень при розрахунку на витривалість
Межі контактної витривалості поверхонь зубів шестерні і колеса.
МПа
МПа
коефіцієнт безпеки нормалізованих коліс.
Для постійного режиму роботи приводу еквівалентне число циклів зміни напруг для шестірні:
НВ1=N НВ2? U=46,0 € 10 6 ? 3=138 € 10 6
Розрахуємо число годин роботи передачі на розрахунковий термін служби приводу ([1], ф. 3.7, с. 9).
С=1-число коліс, що знаходяться одночасно в зачепленні з шестернею.
t=365К рік? Т років? 24К сут=365? 0,6? 5? 24? 0,8=21024
Тут: T=5років - термін служби приводу
Еквівалентне число циклів колеса:
базове число циклів
але=30H нв; N НО1=30? 220 2,4=12,56 € 10 6; N неч=30? 190 2,4=8,83 € 10 6
Т.к. і, то коефіцієнт довговічності приймаємо
Розрахуємо допустимі контактні напруги при розрахунку на
? нр=0,9 ?? Нlim/1,1? K HL
? НР1=0,9? 510/1,1=417,27
? НР2=0,9? 450/1,1=368,18
За розрахункове приймаємо напругу? нр=368,2МПа
. 3 Визначення допустимих контактних напружень при розрахунку на контактну міцність при дії максимального навантаження
Гранично допустима напруга для шестерні і колеса при нормалізації та поліпшенні рівні ([1], ф. 3,15, с. 15):
? НPmax1=2,8? ? Т1=2,8? 440=1232МПа
? НPmax2=2,8 ?? Т2=2,8? 295=826МПа
Де - межі плинності
2.4 проектувати розрахунок на контактну витривалість
Параметр y bd вибираємо в залежності від твердості робочих поверхонь зубів і розташування колеса щодо опор ([1], табл. 11, с. 59)
Середній діаметр шестірні ([1], ф. 4.1, с. 21):
- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині зуба.
U=2,1 передавальне число конічної передачі
Окружна швидкість шестерні ([1], ф. 1.4, с. 21):
Що менше 2,5 м/с ([1], 5.2, с. 38).
Отже, передача прямозубая.
Робоча ширина зубчастого вінця шестерні і колеса ([1], ф. 5.2, с. 38):
За ГОСТ 6636-99 ([1], табл. 12, с. 59) приймаємо=40мм
Визначаємо кути ділильних конусів з використанням таблиць:
За формулою 5.3 ([1], с. 38):...
