зубчастих передач нашого редуктора починаємо з розрахунку тихохідної ступені, оскільки в співвісних редукторах вона навантажена більше, ніж швидкохідна щабель.
Сумарне час роботи приводу в годинах визначається за формулою:
В
де L рік - термін служби приводу, років;
С - число змін роботи приводу;
300 - кількість робочих днів у році;
8 - число робочих годин за одну зміну. ​​
Тоді:
ч.
Вибір термічної обробки заготовок
За табл. 2.2 (С. 10, [1]) вибираємо матеріал для виготовлення зубчастих коліс - сталь 12ХН3А. Приймаються твердість робочих поверхонь зубів> НВ 350. У цьому випадку зуби під час роботи не прірабативаются і забезпечувати різницю твердостей зубів шестерні і колеса не потрібно. Вибираємо термообробку - поліпшення + цементація + гарт. Твердість поверхні HRC 56 ... 63, серцевини НВ 300 ... 400.
Визначення механічних властивостей матеріалів зубчастих коліс і допустимих напружень
1) Середні значення твердості зубів:
В
В
2) Граничні характеристики матеріалів:
s В = 1000 МПа, s Т = 800 МПа (див. табл. 2.2, [1]).
3) Допустимі напруги для розрахунку передачі на контактну витривалість:
В В
(див. табл. 2.5, [1]). p> У цих формулах:
s ОН - тривалий межа контактної витривалості
МПа (див. табл. 2.6, [1]);
S Н - коефіцієнт безпеки, S Н = 1,2 (див. табл. 2.6, [1]). p> Тоді:
МПа.
N АЛЕ - число циклів зміни напружень, відповідне тривалого межі витривалості; N АЛЕ = 200 Г— 10 6 (Рис. 2.1, [1]),
N НЕ - еквівалентний число циклів зміни напруг для розрахунку на контактну витривалість:
В
До НЕ - Коефіцієнт приведення; при важкому режимі роботи До НЕ = 0,5 (Табл. 2.4, [1]);
N S - сумарне число циклів зміни напруг
В
де n i - частота обертання i-го зубчастого колеса.
Для шестірні: N S1 = 60 Г— 21600 Г— 122,5 = 158,8 Г— 10 6 циклів
Для колеса: N S2 = 60 Г— 21600 Г— 35 = 45,4 Г— 10 6 циклів
Таким чином,
циклів
циклів
Так як N не1 АЛЕ і N НЕ2 АЛЕ , то:
МПа
МПа
В якості приймаємо менше з і , Тобто = 1330 МПа. p> Граничне напруга, що допускається визначимо за формулою:
МПа
Умова <виконується.
4) Допустиме напруження для розрахунку передачі на згинальну витривалість:
В В
(див. табл. 2.5, [1]). p> У цих формулах:
s Про F - тривалий межа згинальної витривалості
МПа (див. табл. 2.6, [1]);
S F - коефіцієнт безпеки, S F = 1,55 (див. табл. 2.6, [1]).
Тоді:
МПа.
N Fе - еквівалентний число циклів зміни напруг для розрахунку на згинальну витривалість:
В
До Fе - коефіцієнт приведення; при важкому режимі роботи До Fе = 0,2 (табл. 2.4, [1]);
Таким чином,
Для шестірні: циклів
Для колеса: циклів
Так як N F Е1 > 4 Г— 10 6 циклів і N F Е2 > 4 Г— 10 6 циклів, то приймаємо N F Е1 = N F Е2 = 4 Г— 10 < sup> 6 циклів.
Тоді:
МПа
Так як МПа (табл. 2.6, [1]), то умова <виконується.
Визначення коефіцієнта навантаження
За рекомендаціями стор 21 і 24 ([1]) приймаємо для 7-9 ступеня точності зубчастих коліс та співвісні схеми редуктора:
- коефіцієнт навантаження при розрахунку на контактну витривалість = 1,75;
- коефіцієнт навантаження при розрахунку на згинальну витривалість = 1,8.
Проектування зубчастої передачі
1) Визначення попереднього значення міжосьової відстані виробляємо за формулою:
, мм
Тут: Т 2 - Номінальний обертовий момент на валу колеса, Н Г— м;
U - передавальне число;
До Н - Коефіцієнт розрахунку на контактну витривалість;
y ba - Коефіцієнт ширини зубчастих коліс передачі, y ba = 0,4 (див. табл. 2.9 с. 18, [1]);
- допустиме напруження при розрахунку на контактну витривалість, МПа.
Тоді:
мм
За табл. 3.2 (С. 22, [1]) приймаємо а w = 100 мм. p> 2) Визначення робочої ширини зубчастих коліс.
Робоча ширина колеса: мм (відповідно до ГОСТ 6636-69). p> Ширина шестірні: b 1 = b 2 + (2 ... 4) = 40 + 4 = 44 мм. За ГОСТ 6636-69 приймаємо...
