руг
а) за контактним напруг:
N Н0 = 30 В· НВ 2,4 ;
для шестерні N 01 =;
для колеса N 02 =;
б) по напруженням вигину:
N F 0 = 4 В· 10 6 .
2.3 Визначаємо фактичне число циклів зміни напруг
а) за контактним напруг:
В В В
б) по напруженням вигину:
В
де m - показник ступеня кривої втоми. При твердості менше 350НВ m = 6. br/>
Тоді,
В
;
2.4 Обчислюємо коефіцієнт довговічності
а) за контактним напруженням.
;
Для шестірні:
;
Так як N не1 > N Н01 , то приймаємо K HL 1 = 1;
Для колеса:
;
Так як N НЕ2 > N Н02 , То приймаємо K HL 2 = 1.
б) по напруженням вигину.
Так як N FE 1 > 4 в€™ 10 6 і N FE 2 > 4 в€™ 10 6 , то приймаємо K FL 1 = 1 і K FL 2 = 1. br/>
2.5 Обчислюємо базове значення межі витривалості
а) для контактних напружень
Для термообробки поліпшення
Пѓ 0 н limb = 2 В· HB +70 [2]
Для шестірні:
Пѓ 0 н limb 1 = 2.215 + 70 = 500 МПа.
Для колеса:
Пѓ 0 н limb 2 = 2.195 + 70 = 460 МПа.
б) для напруг вигину
Для термообробки поліпшення і нормалізація:
Пѓ 0 F limb = 1,8 НВ; [2]
Пѓ 0 F limb1 = 1,8 В· 215 = 387 МПа;
Пѓ 0 F limb2 = 1,8 В· 195 = 351 МПа.
2.6 Визначаємо допустимі контактні напруги:
;
- коефіцієнт запасу.
При термообробці нормалізація та покращення приймаємо [2]
МПа;
МПа;
- розрахунок ведемо за найменшим значенням.
2.7 Визначаємо допустимі напруження згину
В
де - коефіцієнт, що залежить від імовірності безвідмовної роботи. Приймаються = 1,75 [2]
- коефіцієнт, що залежить від способу виготовлення заготовки, Для прокату = 1,15 [2]
МПа;
МПа.
2.8 Проектний розрахунок циліндричної прямозубой передачі.
2.8.1 Визначаємо міжосьова відстань з умови забезпечення контактної міцності зуба
; br/>
Попередньо приймаємо До НОІ = 1,2 [2]
ОЁ ba -ширина зубчастого вінця;
Приймаємо для прямозубой передачі ОЁ ba = 0,25 і К а = 49,5 [2]
мм; br/>
Приймаються найближче стандартне значення а W ГОСТ = 250 мм [2]
2.8.2 Визначаємо модуль зачеплення:
m n = (0,01 ... 0,02) В· а W = (0,01 ... 0,02) В· 250 = 2,5 ... 5 мм
приймаємо m n = 2,5 мм [2]
2.8.3 Визначаємо основні параметри зубчастих коліс:
а) сумарна кількість зубів:
Z ОЈ =
Z 1 = Z ОЈ /(u +1) = 200/(3,89 +1) = 40;
Z 2 = Z ОЈ - Z 1 = 200 - 40 = 160;
б) діаметри ділильних кіл
d = m n В· z;
d 1 = 2,5 В· 40 = 100 мм;
d 2 = 2,5 В· 160 = 400 мм;
Перевірка: а W = (d 1 + d 2 )/2;
250 = (100 + 400)/2;
250 = 250.
в) діаметри кіл вершин:
d a1 = d 1 + 2 В· m n = 100 + 2.2, 5 = 105 мм;
d a2 = d 2 + 2 В· m n = 400 + 2.2, 5 = 405 мм;
г) діаметри кіл западин:
d f 1 = d 1 - 2,5 В· m n = 100 - 2,5 В· 2,5 = 93,75 мм;
d f 2 = d 2 - 2,5 В· m n = 400 - 2,5 В· 2,5 = 393,75 мм;
д) ширина колеса і шестірні:
b 2 = ОЁ ba В· a W = 0,25 В· 250 = 62 мм;
b 1 = b 2 + 4 ... 8 = 62 + 4 ... 8 = 66 ... 70 мм;
Приймаються b 1 = 66 мм.
2.9 Перевірочний розрахунок циліндричної прямозубой передачі.
2.9.1 Уточнюємо коефіцієнт навантаження:
Для відносини ОЁ bd = b 2 /d 1 = 62/100 = 0,62, при несиметричному ...
