едаються валами:
В
Крутні моменти на валах:
В
2. ВИБІР МАТЕРІАЛУ І ТЕРМООБРОБКИ
Основним матеріалом для виготовлення зубчастих пар приймемо сталь 40Х (табл.8, [1]). Термообробка колеса - поліпшення, твердість поверхні HB 269 ... 302. p> Допустимі контактні напруги при розрахунку на витривалість визначаються окремо для зубів шестерні за виразом:
,
де - межа контактної витривалості, відповідний еквівалентному числу циклів змін напруг, МПа; - коефіцієнт безпеки (табл.9, [1]), - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості робочих поверхонь зубів (при мм, = 1, при = 0,93 при Rа = 40мкм = 0,9);
- коефіцієнт, що враховує вплив окружної швидкості.
Для середньошвидкісних передач 6 ... 8 ступеня точності можна прийняти = 1, = 1
Загальний час роботи приводу:
В
де = 5 років - термін служби, в роках; = 0,22 - коефіцієнт добового використання; = 0,8 - коефіцієнт річного використання.
ч.
Коефіцієнт довговічності:
,
де - базове число циклів зміни напруг; - Еквівалентне число циклів змін напруг.
,
де Т i - Величина i-го моменту гістограми; Т - величина розрахункового моменту; n i - Частота обертання валу, по якому ведеться розрахунок передачі, об/хв,
для вала 1:
для вала 2:
;
для валів 3 та 4:
;
для вала 5:
;
Базове число циклів для шестерень, для коліс.
Коефіцієнт довговічності:
В
Так як>, то приймаємо.
Так як <, то.
Межа контактної витривалості:
,
де - межа контактної витривалості, відповідний загальному числу циклів змін напруг, МПа;
В
Допустиме контактна напруга:
В
В якості допустимого контактного напруги, враховуючи велику різницю середніх твердостей поверхонь зубів їх коліс, приймаємо менше з двох отриманих за залежностям:
В
Приймаються
перевірки розрахунок зубчастих передач на вигин виконується окремо для зубів шестерні і колеса по допускаються напруженням вигину і, які визначаються за виразом:
,
де - межа витривалості зубів при згині, відповідний еквівалентному числу циклів змін напруг, МПа;
- коефіцієнт безпеки;
- коефіцієнт, що враховує шорсткість робочих поверхонь зубів;
- коефіцієнт, що враховує вплив окружної швидкості.
Еквівалентна число циклів змін напруг:
В
де при Н ≤ 350; при НВ <350;
для вала 1:
циклів;
для вала 2:
циклів;
для валів 3 та 4:
циклів;
для вала 5:
циклів;
Коефіцієнт довговічності:
,
де - базове число циклів змін напруг.
В
Межа витривалості зубів:
,
де - межа витривалості зубів при згині, відповідний базовому числу циклів змін напруг = 1,8 НВ МПа
В В В В В В
Допустимі напруги на вигин:
для шестерень
В
для коліс
В
Аналогічний розрахунок допустимих напружень можна провести на ЕОМ, що дозволяє розширити діапазон пошуку необхідного матеріалу.
3. КОНСТРУЮВАННЯ Зубчасті передачі РЕДУКТОРА
Основні становища.
Основний причиною виходу їх ладу зубчастих коліс є пошкодження їх зубчастого вінця.
Метою проведених розрахунків є запобігання виходу з ладу через поломку зубів і викришування їх робочих поверхонь в результаті розвитку втомних тріщин.
Визначення основних коефіцієнтів для розрахунку передачі.
Допоміжний коефіцієнт визначається по допоміжному параметру, який відображає залежність робочої ширини зачеплення щодо діаметра шестірні, тоді
.
Допоміжний параметр визначається за таблицею
.
В
Допоміжний коефіцієнт визначається залежно від виду передачі. Для косозубой передачі = 43. p> Коефіцієнт розподілу навантаження між зубами для косозубой передачі = 1,1.
Коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині вінця за табл. = 1,1,
Коефіцієнт динамічної навантаження. Для передач 6-8-го ступеня точності рекомендується приймати для косозубой передачі = 1,08.
Визначення основних параметрів передачі.
Міжосьова відстань:
В В
Так як редуктор співвісний, приймаємо більшу міжосьова відстань равноеа = 197 мм
Визначимо контактне напруження при дії максимальної навантаження за формулою:
,
де - максимальний пусковий момент з графіка навантаження,.
В
Допустиме контактне напруження при дії максимального навантаження:
В
де - межа текучості матеріалу, МПа.
Переві...
