
- •1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу
- •Коефіцієнт корисної дії приводу
- •Де Рвих– потужність на вихідному валі приводу, Вт.
- •2 Вибір матеріалів зубчастих коліс і розрахунок допустимих напружень для закритої конічної передачі
- •Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
- •3 Розрахунок закритої конічної зубчастої передачі
- •4 Вибір матеріалів зубчастих коліс і розрахунок допустимих напружень для відкритої циліндричної косозубої передачі
- •Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
- •5 Розрахунок відкритої циліндричної зубчастої передачі
- •Перевірка міцності передачі на контактну втому і втому при згині. Колова швидкість у зачепленні
- •Еквівалентне число зубців шестерні і колеса
- •6 Проектний розрахунок валів редуктора
- •7 Підбір підшипників і ескізна компоновка редуктора
- •8 Побудова розрахункових схем валів і визначення реакцій в опорах
- •9 Перевірка довговічності підшипників
- •10 Перевірка міцності шпонкових з’єднань
- •11 Перевірний розрахунок валів
- •12 Вибір посадок основних деталей редуктора. Вибір сорту масла і системи змащування
- •Висновок
- •Перелік посилань на джерела
4 Вибір матеріалів зубчастих коліс і розрахунок допустимих напружень для відкритої циліндричної косозубої передачі
Оскільки у завданні не задається особливих вимог у відношенні габаритів передачі, то вибираємо матеріал для колеса та шестірні з середніми механічними характеристиками.
Для виготовлення шестірні вибираємо сталь 45 та для виготовлення колеса сталь 35.
Твердість для колеса приймаємо 165НВ2, а для шестірні прийнято вибирати на 30-40 одиниць більше, отже твердість шестірні приймаємо 195НВ1 (табл.3.1, [1]). Термообробка для шестерні і колеса – нормалізація. Твердість поверхні і механічні властивості після термообробки наступні:
для шестірні –
Н=195НВ,
340МПа,
600
МПа;
для колеса - Н=165НВ,
320МПа,
540
МПа.
У розрахунках активних поверхонь зубців на контактну втому допустимі контактні напруження визначають за формулою (3.1)
,
де - границя контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає базі випробувань NНО.
Базу випробувань NНО – визначаємо за формулою (3.2)
;
.
Границю контактної витривалості знаходимо залежно від виду термічної обробки зубців та їх твердості(табл.3.3, див.розд.3):
для шестірні =2ННВ+70=2195+70=460 МПа;
для колеса =2ННВ+70=2165+70=400 МПа.
Коефіцієнт довговічності ZN обчислюємо за формулою (3.3):
для зубців шестірні
;
для зубців колеса
.
Тут - еквівалентне число циклів навантаження за термін служби передачі
.
Коефіцієнт режиму
навантаження
визначають за табл.3.4 [1]
відповідно режиму навантаження,
а сумарне число циклів навантаження
зубців шестерні і колеса за формулою
;
,
де h – термін служби передачі в годинах; n – частота обертання шестірні або колеса, в об/хв; і – число одночасних зубчастих зачеплень.
;
.
Так як для шестірні і колеса NНО NНЕ , то беремо ZN1= ZN2=1;
Коефіцієнт ZR беремо рівним ZR=0,95, при шорсткості поверхні зубців Rа=(2,5…1,25). SH – коефіцієнт запасу міцності. SH=1,1…1,2. Приймаємо SH=1,1
Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
Тоді розрахункові контактні напруження
Необхідна умова
виконується
У розрахунках зубців на втому при згині допустиме напруження визначаємо окремо для зубців шестерні і колеса за формулою (3.6)
,
де
- границя витривалості при згині, що
відповідає базі випробувань NFO
= 4106,
при коефіцієнті асиметрії R=0 і визначається
за рекомендаціями табл.3.7 [1]
для шестірні
для колеса
Коефіцієнт довговічності
; ,
де NFE - еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби передачі
;
.
Так як NFO<NFE,
то беремо YN1=YN2=1.
Коефіцієнт навантаження
і
його вибирають з таблиці 3.4 [1] і
залежитьвінвід режиму навантаження і
показникакривої.
Допустимі напруження згину, при коефіцієнті запасу міцності SF =2 і коефіцієнті шорсткості перехідної поверхні YR=1(якщо Rz<40 мкм)
Граничне допустиме
контактне напруження
де
- границя текучості при розтягу.
Граничні допустимі напруження на згин
Для шестірні
Для колеса