ємо крутний момент на валах приводу:
В В
Результати розрахунку зводимо в табл. 2. br/>
Зведена таблиця результатів кінематичного розрахунку приводу.
№ вала
Потужність Р,
кВт
Кутова швидкість П‰, с-1
Частота обертання n, хв-1
Крутний момент М, Нм
1
5.287
101.05
965
52.3
2
5.287
101.05
965
52.3
3
5.099
25.27
241.3
201.8
4
5.099
25.27
241.3
201.8
5
4.6
12.27
120
365.9
2.2 РОЗРАХУНОК ПЕРЕДАЧІ РЕДУКТОРА НА контактну витривалість
Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів по таблиці 3.3 [1, c.34] Приймаються для шестерні сталь 45 поліпшену з твердістю НВ 230, для колеса - сталь 45 поліпшену з твердістю НВ 200. p> Допустимі контактні напруги визначимо за формулою 3.9 [1, c.33]:
(3.9 [1, c.33]):
де: Пѓ Hlim b - межа контактної витривалості при базовому числі циклів.
По таблиці 3.2 [1, c.34] межа контактної витривалості для вуглецевих і легованих сталей з твердістю поверхонь зубів менш НВ 350 і термообробкою (Поліпшення) знаходимо за формулою:
Пѓ Hlim b = 2 . HB + 70;
До HL - Коефіцієнт довговічності; при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймаємо значення До HL = 1; [n] H = 1,15. p> Тоді розрахункові контактні напруги
В
Обертаючий момент на валу шестерні
М 1 = 52,3 Н * м
Обертовий момент на валу колеса
М 2 = 201,8 Н * м
K H b - Коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження по ширині вінця 3.1 [1, с.32] для сталей з твердістю HB <350: K H b = 1,25;
Приймаються коефіцієнт ширини вінця по міжосьовому віддалі y b а = B/a П‰ = 0,4. p> Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів
(3.8 [1, с.26])
Приймаються u = 5.
В
Найближче стандартне значення а П‰ = 130 мм. p> Нормальний модуль зачеплення
m n = (0.01ч0.02) a П‰ = (0.01ч0.02) 130 = 1.3ч2.6
приймаємо m n = 2мм
Приймемо попередній кут нахилу зубів ОІ = 30 В° і визначимо число зубів шестерні і колеса
число зубів шестерні
В В В
Приймемо z 1 = 19мм тоді z 2 = z 1 * u = 19 * 5 = 95
Уточнене значення кута нахилу зубів
В В
ОІ = 28 В° 53 `
Визначимо основні розміри шестерні і колеса: діаметри ділильні:
В В
Перевірка:
В
Зовнішні діаметри шестерні і колеса по вершинах зубів
В В
ширина колеса
ширина шестерні
Визначимо коефіцієнт ширини шестірні по діаметру:
В
окружна швидкість коліс і ступінь точності передачі
В
при такій швидкості слід прийняти 8 ступінь точності.
Для перевірки контактних напружень визначають коефіцієнт навантаження:
В
де: К H b - Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по довжині зуба, при симетричним розташуванні коліс і твердості HB ≤ 350 [1, табл.3.8] До H b = 1,06;
До H a - Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами, [1, табл.3.4] До H a = 1,07;
До Hv - Враховує динамічне навантаження, для шевронних і косозубих коліс при v ВЈ 5 м/с, [1, табл.3.6] До Hv = 1,0;
В
Перевіряємо контактні напруги по формулі
(3.6 [1, ст26])
В
Умова міцності зубів при перевірці на контактну витривалість виконується.
Визначимо сили, що діють в зачепленні:
Окружна для шестірні і колеса:
В
Радіальна для шестерні і колеса:
В
Перевірка зубів на витривалість по напруженням вигину [1,3.31]
Формула для перевірочного розрахунку зубів циліндричної прямозубой передачі на в...
