ПРИВОД ЭЛЕВАТОРА. Привод элеватора
![]()
|
Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба![]() Дальнейший расчет ведем по тому из пар колес у которого наименьшее отношение ![]() где ![]() Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный. ![]() ![]() ![]() где ![]() ![]() ![]() Определяем эквивалентное число зубьев: ![]() ![]() ![]() По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы зуба YF ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем окружное усилие: ![]() ![]() ![]() ![]() Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу: ![]() Условие выполняется. ![]() Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряженийЖелая получить сравнительно небольшие и недорого стоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х. По таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства: Шестерня твердость поверхности 50-59HRC; твердость сердцевины 26-30HRC; бв=1000 МПа; бт=800 МПа. Термообработка азотирование, закалка(830…850 С), отпуск (500 С). Колесо твердость 260-280HB; бв=950 МПа; бт=700 МПа. Улучшение, закалка(830…850 С), отпуск (500 С). Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/ ![]() ![]() ![]() Для шестерни (таблица 8.9/2/) Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC; в сердцевине 24…40HRC. Группа сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА. бН01=1050 МПа; SH1=1,2. бF0=12HRCсерд+300; SF=1,75. ![]() Твердость зубьев на поверхности 180-350HB; в сердцевине 180-350HB. Группа сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ. бН02=2НВ+70=540+720=610 МПа; SH2=1,1. бF0=1,8HB; SF=1,75; KHL=1 ![]() ![]() В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений: В данном случае: ![]() Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость: ![]() бF0 – предел выносливости зубьев; SF – коэффициент безопасности; KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки KFC=1; KFL –коэффициент долговечности KFC=1. ![]() ![]() |