7
-дійсне число циклів зміни напруг шестерні
Визначимо коефіцієнти довговічності при розрахунку:
В
-коефіцієнт довговічності при розрахунку за контактними напруг шестерні
-так як
- коефіцієнт довговічності при розрахунку за контактними напруг колеса
- коефіцієнт довговічності, так як> 400000
Визначимо допустимі напруги:
В
-допустимі напруги колеса
В
- допустимі напруження колеса
В
- допустимі напруження шестерні
-допустимі напруги шестерні
Визначимо допустимі контактні напруги і напруги вигину:
В
-допустимі контактні напруги шестерні
В
- допустимі напруги згибу шестерні
В
- допустимі контактні напруги колеса
В
- допустимі згинальні напруги колеса
Визначимо допустиме контактна напруга:
В
- допустимі контактні напруги
3.3 Визначення геометричних параметрів передачі.
Міжосьова відстань.
В
- попереднє значення міжосьової відстані
- обертальний момент на шестірні
- передавальне число редуктора
К - коефіцієнт, залежний від твердості поверхні зубів шестерні і колеса
Обчислюємо окружну швидкість:
В
Вибираємо ступінь точності зубчастої передачі.
Ступінь точності за ГОСТом 1643-81. Отримали: 9 - передача низької точності. p> Уточнюємо попередньо знайдене значення:
В
Приймаємо:
де - коефіцієнт ширини = 0,315
= 410 (мПа)
- коефіцієнт навантаження
В
- коефіцієнт, що враховує внутрішню динаміку навантаження = 1,02
- - Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній
В В В
Попередні основні розміри колеса.
Ділильний діаметр колеса:
В
Приймаємо:
Ширина колеса:
В
Приймаємо:
Ширина шестірні:
В
Модуль передачі:
В
- максимально припустимий модуль
В
- мінімальне значення модуля.
Приймаються m = 5.
В
- коефіцієнт, що враховує внутрішню динаміку навантаження
- коефіцієнт, що враховує вплив похибок
В
- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу напружень біля основи зубів по ширині зубчастого вінця.
В
Приймаються m = 1 (мм) при твердості ≤ 350 HB
Сумарне число зубів і кут нахилу.
Min-й кут нахилу зубів
0
Сумарне число зубів
В
Приймаються Z s = 118.
Визначаємо дійсне значення кута нахилу зуба:
0
Приймаються ОІ = 10 0
Кількість зубів шестірні:
В
Приймаються
Кількість зубів колеса:
В
Фактичне передавальне число:
В
Ділильний діаметр шестірні:
В
Приймаються
Ділильний діаметр колеса:
В
Діаметри і кіл вершин і западин зубів коліс зовнішнього зачеплення:
шестірні:
В В
колеса:
В В
3.4 Визначення сил в зачепленні.
- окружна
В
- радіальна
В
- осьова
В
Сила
позначення
Величина (Н)
Осьова
В
3162
Радіальна
В
6623
окружна
В
17833
3.5 Перевірочний розрахунок передачі на контактну і згинальну втомну міцність.
Розрахункова напруга в зубах колеса:
В В В
-коефіцієнт, що враховує перекриття зубів
В
Розрахункова напруга в зубах шестерні:
В
Перевірка зубів коліс по контактним напруженням:
В В
4. Попередній розрахунок валів.
4.1 Вибір матеріалу і термообробки
Швидкохідний вал - сталь 40ХН, поліпшення і гарт ТВЧ
Тихохідний вал - сталь 45, нормалізація. br/>
4.2 Вибір конструкції вала, визначення геометричних параметрів.
1. Швидкохідний вал з конічним кінцем:
d - діаметр валу
В
t кон = 2,5
r = 3,5
r - координата фаски підшипника
d БП - діаметр буртика
Визначимо довжину посадкового кінця:
l мб = 1,5 в€™ d = 1,5 в€™ 55 = 82,5 мм
Приймаються l мб = 85 мм.
Визначимо довжину циліндричного ділянки:
l ц = 0,15 в€™ d = 0,15 в€™ 55 = 8,25 мм
Пр...
