sub>] 2 = 1152,4/1,1 В· 0,93 = 974,3
Пѓ н lim = Пѓ н lim b В· K HL ,
Пѓ н lim 1 = (2.250 +70) В· 1,69 = 963,3
Пѓ н lim 2 = (2.300 +70) В· 1,72 = 1152,4
Пѓ н lim b - межа контактної витривалості, відповідний еквівалентному числу змін напруг, МПа;
K HL , - коефіцієнт довговічності
, (6)
де N HO = 30 В· HB 2,4 -базове число циклів зміни напруг;
N HE -еквівалентне число циклів змін напруг.
В В
, (7)
де Т i -величина i-го моменту гістограми;
Т-величина розрахункового моменту;
n i -частота обертання валу, по якому ведеться розрахунок передачі, об/хв; t i -тривалість дії навантаження T i , ч.
N HE = 60.80.7971, 6.2, 197.0, 004 = 336261,22
N HO 1 = 30 В· (280) 2,4 = 22402708,6
N HO 2 = 30 В· (300) 2,4 = 26437005,78
Загальний час роботи приводу:
t = (термін служби, років) В· до добу В· до рік В· 365 днів 24 годину,
t = 5.0, 26.0, 7.365.24 = 7971,6
Перевірочний розрахунок зубчастих передач на вигин виконується окремо для зубів шестерні і колеса по допускаються напруженням вигину [Пѓ FP ] 1 і [Пѓ FP ] 2 , які визначаються за формулою (8).
, (8)
де - Пѓ F lim -межа витривалості зубів при вигині, відповідний еквівалентному числу циклів змін напруг, МПа;
S F -коефіцієнт безпеки;
Y S -коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень;
Y R -коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхонь. (Y S = 1, Y R = 1)
[Пѓ FP ] 1 = 636,6/1,75 В· 1.1 = 554
[Пѓ FP ] 2 = 454,5/1,75 = 322,1
Пѓ F lim = Пѓ F lim b В· K FL
Пѓ F lim = 1,8 В· 350.1, 01 = 636,6
Пѓ F lim = 1,8 В· 250.1, 01 = 454,5
Пѓ F lim b -межа витривалості зубів при вигині, соотвествующий базового числа циклів змін напруг, МПа;
До FL -коефіцієнт довговічності.
(9)
В
N FO = 4.10 6 -базове число циклів змін напруг; N F Е -еквівалентне число циклів змінних напружень; m F = 6
(10)
В
3.1 Конструювання циліндричної передачі редуктора
1.Определіть допоміжний коефіцієнт П€ ba по допоміжному параметру П€ bd , отражающему залежність робочої ширини зачеплення щодо діаметра шестірні:
(11)
тоді (12)
В В
2.Определяем допоміжний коефіцієнт до а у залежності від виду передачі: до а = 49
3.Определяем коефіцієнт розподілу навантаження між зубами до О± = 1
4.Определяем коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині вінця до ОІ1 = 1,06, до ОІ2 = 1
5.Определяем коефіцієнт динамічного навантаження до V = 1,1.
6.Определяем міжосьова відстань за виразом:
(13)
мм
мм
7.С цього блоку проводиться перевірочний розрахунок на контактну міцність при дії максимальної (пусковий) навантаження для запобігання залишкової деформації або крихкого руйнування поверхневого шару зубчастих коліс.
Контактна напруга при дії максимального навантаження визначити з виразу:
, МПа (14)
= 928,67 МПа
= 1110,8 МПа
8.Определіть допустиме контактне напруження при дії максимального навантаження:
(15)
МПа
Пѓ H max <[Пѓ HP max ]-дана умова виконується
9.Вибіраем кут нахилу ОІ = 0
10.Вибіраем число зубів шестерні Z 1 = 25
11.Рассчітать число зубів колеса Z 2 = Z 1 В· U = 25.3, 12 = 78
12.Определіть модуль передачі
(16)
В
Округлюємо до найближчого цілого числа 3.
13.Определеніе робочу ширину зачеплення:
(17)
В В
14.Определяем перевірку зубів для запобігання втомного зламу.
Y F 1 = 3,92, Y F 2
