го вала;
- частота обертання
несучого гвинта.
Для двоступеневого редуктора
В
де U 1 - передавальне число першого ступеня, U 2 - передавальне число другого ступеня.
У двухступенчатом циліндровому редукторі для раціональної розбивки передавальних чисел рекомендується емпірична залежність.
В
Передаточне число другого ступеня
В
2.2 Визначення частот обертання валів
Частоти обертання вхідного і вихідного валів задані
хв хв
Визначаємо частоту обертання проміжного валу виходячи з передавального відношення
В
Для обраного передавального відношення
В
2.3 Вибір ККД та визначення потужностей на валах
Приймаються ККД для циліндричної передачі передачі, для конічної передачі. Потужність на валах визначається за формулою:
В
де - Потужність на валу,
- потужність на попередньому валу, кВт,
- ККД щаблі. p> Для вихідного валу задана потужність Р = 130 кВт. p> Виходячи з цієї умови, визначаємо потужності на інших валах:
В В
2.4 Визначення крутних моментів на валах
Визначення крутних моментів на всіх валах редуктора здійснюється за формулою:
В
де Т - крутний момент, Н Г— мм,
Р - потужність, кВт,
n - обороти валу, мін -1, Після підстановки отримаємо:
Н Г— мм
Н Г— мм
Н Г— мм
3. Розрахунок циліндричної передачі
3.1 Визначення допускаються контактних напружень
Допустиме контактне напруження визначаємо за формулою
,
де
- базовий межа контактної витривалості, МПа,
коефіцієнт безпеки по контактним напруженням,
- коефіцієнт довговічності.
Коефіцієнт довговічності визначається за формулою:
В
де N H 0 - Базове число циклів напружень,
N HE - розрахунковий число циклів навантажень.
Розрахункова кількість циклів для постійного режиму роботи знаходимо за формулою:
В
де n - частота обертання, об/хв,
t h - довговічність, год,
С - число нагружений зуба за один оборот зубчастого колеса.
Приймаємо для циліндричної передачі С = 1.
Зубчасті колеса виготовляються зі сталі 12ХН4А з термообробкою зубів цементацією на глибин (1,0 .. 1,2) мм. При цьому твердість поверхні складе 58. .63 HRC. Приймаються HRC = 59. p> Межа контактної витривалості поверхні зуба по/2/
МПа.
Коефіцієнт безпеки S н = 1,2.
Базове число циклів навантажень при HRC Ві 56 приймаємо
Розрахуємо число циклів для першого і другого ступеня
Розрахункова кількість циклів для шестерні
В В
Розрахункова кількість циклів для колеса
В
Коефіцієнт довговічності для шестерні
.
Коефіцієнт довговічності для колеса
.
Допустимі контактні напруги для шестірні
МПа.
Допустимі контактні напруги для колеса
МПа.
В якості допускаються контактних напружень для передачі приймаємо найменше значення 1206,877 МПа.
3.2 Визначення допустимих напрузі вигину
Допустиме напруження згину визначаємо за формулою
,
де
- базовий межа витривалості по вигину, МПа,
- коефіцієнт безпеки по напруженням вигину,
- коефіцієнт довговічності,
- коефіцієнт, що враховує умови навантаження.
Для одностороннього навантаження зуба приймаємо
Коефіцієнт довговічності визначаємо за формулою
В
де
- базове число циклів нагружений,
- розрахункова кількість циклів нагружений.
Розрахункова кількість циклів для постійного режиму роботи знаходимо за формулою
В
Базовий межа витривалості по вигину приймаємо = 800 МПа.
Коефіцієнт безпеки.
Базове число циклів навантажень буде.
Розрахункова кількість циклів навантажень для шестерні
В
Розрахункова кількість циклів навантажень для колеса
В
Коефіцієнт довговічності для шестерні
В
Коефіцієнт довговічності для шестерні
В
Приймаються значення цих коефіцієнтів рівними одиниці.
Допустиме напруження для шестерні і колеса
МПа,
МПа.
3.3 Визначення основних габаритів передачі для другого ступеня
Визначаємо міжосьова відстань
В
де - коефіцієнт ширини вінця щодо міжцентрової відстані.
Приймаються K = 1,3, y ...
