ження:
МПа.
МПа.
Остаточно приймаємо:
МПа;
МПа;
МПа.
Визначаємо міжосьова відстань.
Приймаємо:? а=0,4 [ст.13 (1)].
Тоді,
.
За таблиці 2.3 КHВ=1,12.
Тоді міжосьова відстань одно:
Приймаємо стандартне значення міжосьової відстані мм.
Визначаємо попередні розміри колеса.
Ділильний діаметр:
мм.
Ширина колеса:
мм.
Приймаємо b3=130 мм [табл. 18.1 (1)].
Визначаємо модуль передачі:
мм.
Приймаємо m=6 мм [ст.13 (1)].
Визначаємо сумарне число зубів
зуба.
Приймаємо зубів.
Визначаємо числа зубів:
шестірні:
зуба;
колеса:
зуба.
Визначаємо фактичне передавальне відношення:
.
Визначаємо ділильні діаметри:
шестірні:
мм;
колеса:
мм.
Діаметри окружності вершин і западин:
шестірні:
мм;
мм.
колеса:
мм;
мм.
Визначаємо придатність колеса.
Умова міцності заготовок:
колеса:
;.
шестірні:
мм;
мм;
мм.
Визначаємо сили, що діють в зачепленні.
Окружна сила:
Н.
Радіальна сила:
Н.
Перевіряємо зубці колеса по напруженням вигину.
Визначаємо розрахункове напруга вигину в зубах колеса:
МПа,
де - коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами колеса;
- коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині [табл. 2.5 (1)];
- коефіцієнт динамічності навантаження при розрахунку на вигин;
- поправочний коефіцієнт;
- коефіцієнт форми зуба [табл. 2.6 (1)], при;
Перевіряємо зуби коліс по контактним напруженням.
,
де - коефіцієнт розподілу навантаження між зубами колеса;
- коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині [табл. 2.3 (1)];
- коефіцієнт динамічності навантаження.
Приймаємо сталь 40Х з=750 МПа.
4. Розрахунок швидкохідної щаблі редуктора
Вихідні дані:
Обертальний момент - Т2=2,01 кНм;
Передаточне число - U1=5;
Кутова швидкість колеса -? 2=2,48 с - 1;
Строк служби передачі - LH=20000 годину.
Колесо і шестерню виготовляємо зі сталі 40ХН. Термообробка: колесо - поліпшення НВ=269-302; шестерня - поліпшення і гарт ТВЧ HRC=48-53.
Допустимі напруги.
Число циклів змінних напруг:
для колеса
2=573 ·? 2? LН=573 · 2,48 · 20000=284 · 106 циклів;
для шестірні:
1=N2? U1=5 · 28,4 · 103=146? 106 циклів.
Кількість циклів зміни напруги, що відповідає межі контактної витривалості, визначаємо за графіком [ст. 11 рис. 2.1 (1)]:
для колеса - НВср=285, NНО=25 · 106;
для шестерні - HRCср=52, NНО=90 · 106.
Коефіцієнт довговічності при розрахунку по контактним напруженням:
для колеса:
;
.
для шестірні:
;
.
Приймаємо: КHL.2=КFL.2=КHL.1=КFL.1=1.
Допустимі контактні напруги і напруги вигину, відповідні числу циклів NНО і NFО:
для колеса:
МПа;
МПа.
для шестірні:
МПа;
МПа.
Допустимі контактні напруги і напруги вигину з урахуванням часу роботи передачі:
для колеса:
МПа;
МПа.
для шестірні:
МПа;
МПа.
Середня допустиме контактне напруження:
МПа.
МПа.
Остаточно приймаємо:
МПа;
МПа;
МПа.
Визначаємо міжосьова відстань.
Приймаємо:? а=0,4 [ст.13 (1)].
Тоді,
.
За таблиці 2.3 КHВ=1,19.
Тоді міжосьова відстань одно:
Приймаємо стандартне значення міжосьової відстані мм.
Визначаємо попередні розміри колеса.
Ділильний діаметр:
мм.
Ширина колеса:
мм.
Приймаємо b2=100 мм [табл. 18.1 (1)].
Визначаємо модуль передачі:
мм.
Приймаємо m=2,5 мм [ст.13 (1)].
Визначаємо сумарне число зубів
