p>
швидкохідних вала
з -1 ,
Середнього вала
з -1 ,
тихохідні вала
з -1 ,
Робочої машини
з -1 .
Обертовий момент;
Двигуна p> Н Г— м,
швидкохідних вала
Н Г— м,
Середнього вала
Н Г— м,
тихохідні вала
Н Г— м,
Робочої машини
Н Г— м.
3. Вибір матеріалів зубчастих передач
Вибір матеріалів коліс для циліндричної передачі.
Для рівномірного зношування зубів і кращої їх прірабативаемості твердість шестерні, призначимо більше твердості колеса. Для зменшення габаритів і металоємності редуктора приймемо значення твердості робочої поверхні зубів завищеними. Матеріали для колеса і шестерні виберемо, леговані сталі: За табл.3.3 [1.] приймаємо:
Перша передача.
Шестерня - Сталь 12ХН3А 55 ... 59 HBС, термообробка цементація, D перед = 125 мм. Середня твердість, НВ = 570. p> Колесо - Сталь 40Х поліпшення 235 ... 262 HB 2 , термообробка поліпшення, S перед = 125 мм. Середня твердість, НВ = 455. p> Різниця середніх твердостей.
Визначаємо допустимі контактні напруги:
Визначаємо коефіцієнт довговічності K HL :
,
Колесо:
де N HO 2 = 68 млн. циклів, число циклів зміни напруг;
N 2 - число циклів зміни напружень за весь термін служби:
циклів.
Так як N HO 2 > N 2 , то;
.
Шестерня:
де N HO 1 = 114 млн. циклів, число циклів зміни напруг;
N 1 - число циклів зміни напружень за весь термін служби:
циклів.
Так як N HO 1 > N 1 , то;
В
Визначимо допустима контактна напруга [Пѓ] АЛЕ .
Шестерня:
Н/мм 2 .
Колесо:
Н/мм 2 .
Визначимо допустима контактна напруга для зубів шестерні і колеса.
Шестерня:
Н/мм 2 .
Колесо:
Н/мм 2 .
Так як передача циліндрична прямозубая при НВ СР1 -НВ СР2 > 70, то подальший розрахунок будемо вести по менш міцним зубам, тобто по колесу. br/>
1127 Н/мм 2 .
Визначимо напруга, що допускається вигину.
Розрахуємо коефіцієнт довговічності:
,
де N FO = 4 в€™ 10 6 - число циклів зміни напруги для всіх сталей,
напрацювання за весь термін служби: для шестерні циклів, для колеса циклів.
Так як N 1 > N FO і N 2 > N FO , то коефіцієнт довговічності K FL = 1.
За таблиці 3.1 допустимі напруження згину, відповідні числу циклів зміни напруги:
Шестерня:
Н/мм 2 .
Колесо:
Н/мм 2 .
Допустимі напруги вигину визначаємо за формулою:
Шестерня:
Н/мм 2 .
Колесо:
Н/мм 2 .
подальший розрахунок будемо вести по менш міцним зубам, тобто по колесу. br/>
[Пѓ] F = 469 Н/мм 2 .
Вибір матеріалів коліс для черв'ячної передачі.
Черв'яки виготовляють з тих же сталей що і шестерні зубчастих передач. Матеріал черв'яка призначають по таблиці 3.1, 3.2 [1], а термообробку приймають у Залежно від потужності на валу. При Р = 11 кВт> 1 кВт, з метою підвищення ККД приймаємо;
Черв'як - Сталь 12ХН3А 50 ... 55 HBС, термообробка цементація, D перед = 125 мм. Середня твердість, НВ = 505. p> Вибір марки матеріалу черв'ячного колеса залежить від швидкості ковзання. Швидкість ковзання визначається за формулою:
,
м/с.
У Відповідно зі швидкістю ковзання з групи 1 приймаємо матеріал колеса;
Колесо - БрО10Н1Ф1 (відцентрове лиття), Пѓ в = 285 Н/мм 2 , Пѓ т = 165 Н/мм 2 .
Визначаємо допустимі контактні напруги вигину.
Допустимі напруги визначають за табл. 3.6. так як група матеріалів 1, а твердість черв'яка> 45 HRC, то визначаємо за формулою;
,
де З П… = 0,94, коефіцієнт, що враховує знос коліс,
До HL - коефіцієнт довговічності,
,
де N - число циклів навантаження зубів черв'ячного колеса;
циклів.
.
Н/мм 2 .
K FL - коефіцієнт довговічності,
...
