овідному) валу редуктора
T1=9,55? , T1=9,55 ·=208 Нм.
Обертаючий момент на тихоходом (підпорядкованому) валу:,=3,17 · 208 · 0,94=623 Нм.
.6 Кутова швидкість ведучого валу:
, · 730=76.
Кутова швидкість веденого вала
, · 230=24
2. Вибір матеріалу зубчастих коліс редуктора
Так як в завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі, прийняті матеріали з середніми механічними характеристиками (див. гл.3, табл. 3.3 [8]):
для шестірні: сталь: 45
термічна обробка: поліпшення
твердість, HB: 260
- для колеса: сталь: 45
термічна обробка: поліпшення
твердість, HB: 230
. 1 Межі контактної і згинальної витривалості зубів шестірні:
=2? НВ? + 70=2? 260 + 70=590 МПа;
=1,8? НВ? =1,8? 260=468 МПа.
колеса:
=2? НВ? + 70=2? 230 + 70=530 МПа;
=1,8? НВ? =1,8? 230=414МПа.
.2 Визначення коефіцієнта довговічності, при розрахунку на контактну витривалість
Розрахункове число циклів напруг, при заданому терміні служби:
60 · 730 · 3000=131 · 106 циклів;
60 · 230 · 3000=41 · 106 циклів, де
3000 годин - задане число годин роботи приводу.
ZHL=1 - коефіцієнт довговічності, що враховує вплив терміну і режиму навантаження передачі, так як, де=20 · 106 - базове число циклів напруг, при термічній обробці -Поліпшення.
.3 Допустимі контактні напруги
для матеріалів шестерні:
· 1=536 МПа ..
для матеріалів коліс:
· 1=482
Де SH min=1,1- мінімальний коефіцієнт запасу міцності, що залежить від виду термічної обробки матеріалу.
Для прямозубих коліс в якості розрахункового допустимого контактне напруження прийнято найменше з допустимих напружень:
[? н]=482 МПа.
. 4 Допустимі напруги згибу
для матеріалу шестерні:
? 1? 1=267 МПа;
для матеріалу колеса:
? 1? 1=237 МПа
Де SFmin=1,75 - мінімальний коефіцієнт запасу міцності, що залежить від способу виготовлення заготовки колеса. (для зубчастих коліс, виготовлених з поковок);
YN=1 - коефіцієнт довговічності, при довгостроково працюючої передачі;
Y? =1 - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження (при односторонньому додатку навантаження).
В якості розрахункового допустимого згинального напруга прийнято найменше з допустимих напружень: 237 МПа.
3. Визначення зовнішнього ділильного діаметра колеса за критерієм контактної витривалості
. 1 Визначення зовнішнього ділильного діаметра колеса за критерієм контактної витривалості:
,
де Kd=165 - допоміжний коефіцієнт;
0,85 - коефіцієнт форми зуба (п.4.5. [8], таблиця 4.14);
1,08 - коефіцієнта, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній, пов'язану з деформацією валів і самих зубів коліс, що залежить від і схеми розташування коліс щодо опор. (таблиця 4.3. [8])
- коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса щодо діаметра: 0,166? =0,55.
de2 *=165? =365 мм
За ГОСТ 12289-76 (табл. 4.13 [8]) 355 мм.
Значення b=b1=b2=55 мм - ширини вінців зубчастих коліс, визначається залежно від зовнішнього ділильного діаметра і передавального числа u, по ГОСТ 12289-76.
.2 Визначення числа зубів колеса (за емпіричною формулою (4.37) [8]).
Де С=18 - числовий коефіцієнт, що залежить від виду зміцнення зубів (по таблиці 4.14 [8]).
Z2 *=18? ? =76,0;
Прийнято Z2=76.
.3 Визначення числа зубів шестерні
Z1===23,9;
Прийнято 24.
.4 Визначення фактичного передавального числа.
; =3,17
Відхилення від раніше прийнятого значення немає
4. Геометричний розрахунок зубчастих коліс редуктора
Рис. 2. Основні геометричні параметри конічної передачі
. 1 Кути ділильних конусів
колеса: 3,17=72,47? =72? 28?;
шестірні: 90? 72,47=17,53? =17? 32?.
.2 Зовнішнє, конусний відстань:
, Re== 186,14 мм.
.3Среднее, конусний відстань
, Rm=186,14? 0,5 · 55=158,64 мм.
4.4 Зовнішній, окружний модуль:
<...
