/>
де - кут тертя, залежить від Vск. Тоді:
.
3. Зубчасті колеса
Допустимі контактні напруги при тривалому терміні експлуатації для шестерні і колеса:
, [12]
, [13]
де МПа, МПа - межі контактної витривалості матеріалу шестерні і колеса [2, таблиця 8.9];
- коефіцієнт безпеки [2, таблиця 8.9].
Підставляємо дані значення у формули [12] і [13]:
МПа;
МПа.
Розрахункові допустимі контактні напруги для прямозубих передач - визначається мінімальним значенням, визначеним за формулами [12] і [13].
Допустимі напруги при розрахунку зубів на вигин з достатнім ступенем точності для тривалого терміну експлуатації при нереверсивний навантаженні для шестерні і колеса:
, [14]
, [15]
де МПа і МПа - межі витривалості по напруженням вигину матеріалу шестерні і колеса [2, таблиця 8.9];
- коефіцієнт безпеки [2, таблиця 8.9]. Тоді:
МПа, МПа.
. Черв'ячна передача
Матеріали черв'ячної пари повинні володіти антифрикційними властивостями, зносостійкістю і зниженою схильністю до заїдання. Черв'яки виконуються із сталей термічно оброблених до твердості 45 ... 65HRC. Широко застосовуються сталі 40X; 40XH; 35XГСА; 18ХГТ; 12ХН3А та ін. [1].
Вінці черв'ячних коліс при швидкостях ковзання Vск? 4м/с виконують з олов'янистого - фосфористих бронз Бр010Н1Ф1, Бр О10Ф1. Для тихохідних передач застосовують алюминевого - залізисті бронзи Бр А9ЖЗЛ, Бр А10Ж4Н4Л і латуні. Механічні характеристики бронз s в - межа міцності і s т - межа плинності [1,2].
Для оловяністих бронз допустимі контактні напруги [s] н=(0,85 ... 0,9) s в - при шліфованої і полірованому черв'яка з твердістю HRC? 45; [S] н=Сv? 0,75 s в - при недотриманні зазначених умов для черв'яка [2].
Сv - коефіцієнт, що враховує швидкість ковзання.
Для безоловяністих бронз [s] н=300 - 25Vск.
Допустимі напруги вигину для всіх марок бронз [s] F=0,25 s т + 0,08 s в. Для матеріалу Бр010Ф1 допустимі напруження згину [s] F=0,25 · 120 + 0,08 · 200=46 МПа.
Навантажувальна здатність редуктора визначається величиною крутного моменту на вихідному валу, Нм.
Для тихохідної пари - зубчастої передачі навантажувальна здатність редуктора визначається за формулою:
, [16]
де мм - міжосьова відстань тихохідної передачі;
- для прямозубой передачі;
- для косозубих передачі;
- коефіцієнт ширини колеса;
- коефіцієнт навантаження при розрахунку на контактну міцність,
де - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині контактної лінії. Визначається за графіками (2, малюнок 8.15) залежно від схеми редуктора, коефіцієнтах і твердості робочих поверхонь;
- коефіцієнт динамічного навантаження враховує внутрішню динаміку [1, таблиця 10.5] і залежить від окружної швидкості, ступеня точності, розташування зубів (прямі або косі) і твердості робочих поверхонь.
Тоді навантажувальна здатність редуктора для тихохідної пари - зубчастої передачі дорівнює:
Нм.
Для тихохідної пари - черв'ячної передачі навантажувальна здатність редуктора визначається за формулою:
, [17]
де - коефіцієнт навантаження;
;
при м/с;
при м/с. Тоді:
Нм.
. Зубчаста передача
Для зубчастої передачі визначаються діючі напруги вигину у ніжки зуба шестерні і колеса і порівнюються з допускаються.
; [18]
; [19]
де - окружна сила в зачепленні, Н;
- коефіцієнт форми зуба для шестірні YF1 і колеса YF2.
- еквівалентне число зубів шестерні і колеса;
;
.
;
.
- коефіцієнт навантаження при розрахунку на вигин, визначається ан...
