иповим режимом - II (рис.2.3 (додаток 2))
HЕ=Мh · NK,
де Мh=0,25 - коефіцієнт еквівалентності (таблиця 2.4 (додаток 2)) K - ресурс передачі:
K2=60 · n · Lhh=L · 365 · Kгод · 24 · Kсут
h=5 · 365 · 0,7 · 24 · 0,25=7665 год
для колеса: n=n4=15 об/хв (таблиця 1, розрахунок 1.3.) K2=60 · 15 · 7 665=0,68985 · 10 7HЕ2=0,25 · 0,968985 · 107=0,1724625 • 10 7
для шестірні: n=n3=45 об/хв (таблиця 1) K1=60 · 45 · 7665=2,06955 · 10 7HЕ1=0,25 · 2,06955=0,5173875 · 10 7
Так як NHЕ lt; NHG, то ZN визначаємо за формулою ZN =:
для колеса: ZN2== 1,46173
для шестірні: ZN1== 1,28665R - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості дотичних поверхонь зубів.
Приймаємо ZR=1 - для шліфованих і полірованих поверхонь (Ra=0,8 мкм) .V - коефіцієнт, що враховує вплив окружної швидкості.
Приймаємо ZV=1.H - коефіцієнт запасу міцності;
Приймаємо SH=1,1 - для поліпшених сталей.
Визначаємо допустимі контактні напруги:
для колеса: [у] Н2=567 МПа ·=753,46 МПа
для шестірні: [у] Н1=641 МПа=749,77 МПа
Допустиме контактне напруження одно меншому з двох (для колеса або для шестерні).
Приймаємо [у] Н=749 МПа.
.2.2 Допустимі напруги вигину
[у] F=уF lim ·,
де уF lim - межа витривалості при вигині (з таблиці 4 (додаток 2));
уFlim=1,75 · НВср,
де НВср - середнє значення твердості.
Визначаємо межа контактної витривалості:
для колеса: уF lim2=1,75248,5=434,875 МПа
для шестірні: уF lim1=1,75 · 285,5=499,625 МПаN - коефіцієнт довговічності
N=за умови 1? YN? YNmax,
де: YNmax=4, q=6 - для поліпшених сталей, FG - число циклів, відповідне перелому кривої втоми; FG=4 · 10 6
FE=МF · NK - число циклів еквівалентне ресурсу,
де МF - коефіцієнт еквівалентності, залежно від типового режиму II (розділ 2.2.1. і q (з таблиці 5 (додаток2)).
Приймаємо МF=0,143 і q=6.K - ресурс передачі (з розділу 2.2.1.)
для колеса: NFЕ2=0,143 · 6,8985 · 10 6=0,9864855 · 10 6
для шестірні: NFЕ1=0,143 · 20,6955 · 10 6=2,9594565 · 10 6
Так як NFЕ lt; 4 · 10 6, то YN визначаємо за формулою
N =:
для колеса: YN2== 1,2628 lt; 4
для шестірні: YN1== 1,0515 lt; 4R=1,05 ... 1,2 - при шліфуванні і поліруванні поверхні
Приймаємо YR=1,1 (Ra=0,8 мкм) .А - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього режиму навантаження.
Приймаємо yа=1 - при односторонньому додатку нагрузкі.F - коефіцієнт запасу міцності;
Приймаємо SF=1,7 - для поліпшених сталей.
Визначаємо допустимі напруження згину:
для колеса: [у] F2=434,875=355,395 МПа
для шестірні: [у] F1=499,625=339,936 МПа
Допустиме напруження згину одно меншому з двох (для колеса або для шестерні).
Приймаємо [у] F=339 МПа.
2.3 Міжосьова відстань
Визначаємо попереднє значення міжосьової відстані:
а=К · (U + 1) · мм,
де: К=10 для Н1 і Н2? 350 НВ.=3 - передавальне число зубчастої передачі (розрахунок 1.2.)
Т1=2232.813 Н · м - обертаючий момент на валу шестерні (таблиця 1: Т1=Т3).
а=10 · (3 + 1)=362.50 мм
Знаходимо окружну швидкість:
V== 0,43 м/c,
Де n1= gt; n3 - частота обертання шестерні
Приймаємо, по таблиці 6 (додаток 2) для зубчастої передачі ступінь точності 8 при V lt; 10 м/c.
Приймаємо, що зубчаста передача буде косозубой.
Уточнюємо попередньо знайдене значення міжосьової відстані:
а=Ка · (U + 1) · мм,
де Ка=410 - для косозубой передачі=3 - передавальне число зубчастої передачі (розділ 1.2.)
Т1=2232,813 Н · м (крутний момент на валу шестерні (таблиця 1: Т1= gt; Т3)
шва - коефіцієнт ширини зубчастого вінця щодо міжосьової відстані.
При консольному розташуванні коліс з діапазону 0,2 ... 0,25
Приймаємо шва=0,25
[у] Н - допустимі контактні напруги 749 МПа.
КН - коефіцієнт навантаження.
КН=КНV · Кнв · КНБ
КНV - коефіцієнт враховує внутрішню динаміку навантаження пов'язану з помилками кроків зачеплення (таблиця 7 (додаток 2)), так як значення V не збігаються з табличними значеннями, застосовуємо формулу екстраполяції:
КНV=КНV lt; + · (V - V lt;)
КНV lt;- Значення КНV для меншого табличного значення швидкості (V lt;)
КНV gt;- Значення КНV для більшого табличного значення швидкості (V gt;) lt; і V gt; меншу і більшу табличне значення швидкості в діапазоні яких знаходиться дійсне значення швидкості V.
КНV=1,02 + · (0.43 - 1)=1,0086
КНВ - коефіцієнт враховує нерівномірн...
