я пасової відкритою - Uрем = 2;
для зубчастої закритої - Uз.закр = 4,71;
Частоти обертання, кутові швидкості, обертаючі моменти і потужності валів приводу:
nдв = 1413 (об/хв);
В
Обертаючі моменти:
на валу двигуна:
В
на валу шестерні:
В
на валу колеса:
В
2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора
У завданні немає особливих вимог стосовно габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками [1, с.34]: для шестерні сталь 45, термічна обробка - нормалізація, твердість НВ 160; для колеса - сталь 45, термічна обробка - нормалізація, твердість НВ 160.
Допустимі контактні напруги [2, с.33]:
В
де sHlimb - межа контактної витривалості при базовому числі циклів.
Для вуглецевих сталей з твердістю поверхні менше НВ 350 і термічною обробкою (нормалізація) [1, с.34]:
s Hlimb = 2 НВ +70.
- коефіцієнт довговічності. При числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора
= (NHE/NHO) 1/9 NHO = 107
NHE = 60? c? n? t = 60? 150? 1? 15000 = 13,5? 107 KHL = (13,5) 1/9 = 1.3; SH = 1,1.
Для косозубих коліс розрахункова контактна напруга [2, с.35]:
В
для шестірні:
В
для колеса:
В
тоді розрахункове допустиме напруження:
[ s н доп] = 0,45 ([ s н1доп] + [ s н2доп]) = 0,45 ? (460,9 + 460,9) = 414,81 (МПа).
Необхідну умову [1, с. 35]
([ s н1доп] = 460,9) <(1,23? [ s н2доп] = 510,2) виконано.
Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів для косозубих передач [1, с.32]:
,
де Ка = 43;
Uз.закр (p) = 4,71;
КНb - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця. Незважаючи на симетричне розташування коліс щодо опор (рис.1), приймемо вище рекомендованого для цього випадку, так як з боку шатунної передачі діють сили, що викликають додаткову деформацію веденого валу і погіршують контакт зубів. Приймаються попередньо, як у випадку несиметричного розташування коліс [1, с.32]:
КНb = 1,25.
yba - коефіцієнт ширини вінця (вибираєт...
