· 0,522 = 3,27 В· 108
NHE2 = NHE1/Uред = 3,27 В· 108/3 = 1,1 В· 108
Базові числа циклів:
NHG1 = 340 HRCе3, 15 + 8 В· 106 = 340 В· 523,15 + 8 В· 106 = 8,65 В· 107
NHG2 = 30 НВ2, 4 = 30 В· 2652,4 = 1,96 В· 107
Коефіцієнти довговічності.
Оскільки NHG1
ZN1 === 0,936
ZN2 === 1,03
Межі контактної витривалості за ГОСТ 2.309-73.
ПѓНlim1 = 17HRCе + 200 = 17 В· 52 + 200 = 1084 МПа
ПѓНlim2 = 2HВ2 + 70 = 2 В· 265 + 70 = 600 Мпа
Коефіцієнти запасу: шестерні - SH1 = 1,1; SH2 = 1,1 [2].
Допустимі напруги шестерні і колеса.
[Пѓ] H1 = ((ПѓНlim1 В· ZN1)/SH1) В· ZRZVZX = ((1084 В· 0,936)/1,1) В· 1 = 922 МПа
[Пѓ] H2 = ((ПѓНlim2 В· ZN2)/SH2) В· ZRZVZX = ((600 В· 1,03)/1,1) В· 1 = 562 МПа,
де прийнято ZRZVZX = 1, так як очікувана швидкість в зачепленні V ≤ 10 м/с.
Розрахункова допустима напруга.
[Пѓ] H = 0,45 ([Пѓ] H1 + [ОЈ] H2) = 0,45 (922 + 562) = 669 МПа
[Пѓ] H = 1,25 [Пѓ] Hmin = 1,25 В· 562 = 703 МПа
За розрахункове приймаємо меншу: [Пѓ] H = 669 МПа
3. Проектний розрахунок зубчастої передачі
Визначення основних розмірів [1].
Початковий діаметр шестірні за ГОСТ 21354-75:
dW1 = 675 = 675 = 39,9 мм
Розрахункова ширина колеса по формулою:
bWрасч = П€d В· dW1 = 0,8 В· 39,9 = 32,32 мм
Міжосьова відстань:
О±П‰расч = dW1 (Uред + 1)/2 = 39,9 В· (3 + 1)/2 = 79,8 мм
Приймаються стандартне міжосьова відстань О±П‰ = 80 мм (ГОСТ 2185-66). Оскільки розрахункове міжосьова відстань відрізняється від стандартного уточнюємо ширину колеса по формулою:
bWтреб = bWрасч (О‘П‰расч/О±П‰) 2 = 32,32 В· (79,8/80) 2 = 32,15 мм
Приймаються ширину колеса bW2 = 32 мм, ширину шестерні
bW1 = bW2 + 5 = 37 мм.
Визначення геометрії зачеплення [1]. Розрахунок ведемо за ГОСТ 16532-70. p> Модуль:
m = (0,01-0,02) О±П‰ = 0,8 - 1,6 мм. br/>
За ГОСТ 9563-60 вибираємо модуль з першого переважного ряду: m = 1,5 мм. Орієнтовно беремо ОІW = 12 В°. p> Кількість зубів шестерні з округленням до цілого числа:
z1 = (2О±П‰cos ОІW)/(m (uред +1)) = (2 В· 80cos 12 В°)/(1,5 В· (3 +1)) = 26.
Кількість зубів колеса з округленням до цілого числа:
z2 = z1 uред = 26 В· 3 = 78
Фактичне передавальне число:
uред = z2/z1 = 78/26 = 3
Кут нахилу зуба:
ОІW = arccos = arccos = 12,8386 В°.
Осьовий крок:
Рх = ПЂm/sinОІW = 3,14 В· 1,5/sin 12,8386 В° = 21,2 мм
Коефіцієнт осьового перекриття:
ОµОІ = bW2/Px = 32/21,2 = 1,51
Діаметри зубчастих коліс.
Початкові діаметри:
dW1 = m z1/cos ОІW = 1,5 В· +26/cos 12,8386 В° = 40 мм;
dW2 = m z2/Cos ОІW = 1,5 В· 78/cos 12,8386 В° = 120 мм.
dW1 + dW2 = 40 + 120 = 160 = 2О±П‰ - перевірка. br/>
Діаметри виступів:
dа1 = dW1 + 2m = 40 + 2 В· 1,5 = 43 мм;
dа2 = dW2 + 2m = 120 + 2 В· 1,5 = 123 мм. br/>
Діаметри западин:
df1 = dW1 - 2,5 m = 40 - 2,5 В· 1,5 = 36,25 мм;
df2 = dW2 - 2,5 m = 120 - 2,5 В· 1,5 = 116,25 мм. br/>
Коефіцієнт торцевого перекриття за формулою:
ОµО± = (1,88 - 3,2) cosОІW = (1,88 - 3,2) cos12, 8386 В° = 1,69
Сумарний коефіцієнт перекриття:
ОµY = ОµО± + ОµОІ = 1,69 + 1,51 = 3,2
Швидкість і сили в зачепленні.
Окружна швидкість:
Vt = ПЂdW1 n1/60000 = 3,14 В· +40 В· 950/60000 = 1,98 м/с
Окружна сила:
Ft = 2000м2/dW2 = 2000 В· 112/120 = 1867 H
Радіальна сила:
Fr = Ft (tgО±W/cos ОІW) = 1867 (tg20 В°/cos12, 8386 В°) = 697 H
Осьова сила:
FО± = Ft tg ОІW = 1867 В· tg 12,8386 В° = 425 H
3.1 Перевірочний розрахунок
Розрахунок ведемо по ГОСТ 21354-75. p> Визначення коефіцієнтів навантаження.
Коефіцієнт зовнішньої динамічного навантаження: КА = 1.
Коефіцієнти, що враховують динамічне навантаження в зачепленні КНV = 1,02, при V ≈ 2 м/с, твердості одного з коліс менше 350НВ і 8 ступеня точності [1], КFV = 3 КНV - 2 = 3 В· 1,02 - 2 = 1,06 [1]. p> Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній при П€d = bW2/dW1 = 32/40 = 0,8 дорівнює КНОІ = КFОІ = 1,03 [1].
Уточнення коефіцієнтів, враховують нерівномірність розподілу навантаження по парах зубів.
Сумарна похибка основних кроків пари:
fpbОЈ === 30,6
Критерій допустимого пошкодження активних поверхонь зубів
за контактними напруженням по...
