враховує вплив одностороннього прикладання навантаження, для коліс з поліпшенням і односторонньому докладанні навантаження згідно [1, стор.15] приймаємо: YA=1.
Значення коефіцієнта запасу міцності SF для поліпшених коліс згідно [1, стор.15] приймаємо: SF=1,7
Тоді визначимо:
для шестірні: [? 1] F=490 * 1 * 1 * 1/1,7=288,24 МПа.
для колеса: [? 2] F=472,5 * 1 * 1 * 1/1,7=277,94 МПа.
Проведемо розрахунок міжосьової відстані.
Приймаються коефіцієнт ширини? a=0,315 (при несиметричному розташуванні коліс щодо опор [1, стор.17]).
Міжосьова відстань визначимо за формулою [1, стор.17]:
де Ka=450 - коефіцієнт міжосьового відстані для прямозубих коліс.
U=4 - передавальне відношення передачі.
T1=538,7 (Н · м) - крутний момент на провідній шестерні.
KH? =1 - коефіцієнт концентрації навантаження для прірабативала коліс (при HB lt; 350)
Тоді
aw? 450 * (4 + 1) *=248,3 мм
Приймаємо aw=250 мм.
Попередній ділильний діаметр колеса визначимо за формулою:
2=2 · aw · U/(U + 1)=2 * 250 * 4/(4 + 1)=400 мм.
Ширина b2 =? a · aw=0,315 · 250=78,8 мм.
Приймаємо b2=80 мм.
Визначимо величину модуля передачі за формулою [1, стр.20]:
Де Km=6,8 - коефіцієнт модуля передачі (для прямозубих коліс [1, стр.20]).
m? =2,96
Приймаються стандартний модуль m=3,0 мм.
Сумарне число зубів визначимо за формулою [1, стр.21]:
? =2 · aw/m=2 · 250/3,0=167.
Кількість зубів шестерні:
1=z?/(U + 1)=167/(4 + 1)=33,4.
Приймаємо z1=33.
Кількість зубів колеса:
2=z?- Z1=167 - 33=134.
Фактичне передавальне число
ф=z2/z1=134/33=4,06.
Визначаємо розміри коліс:
Ділильні діаметри:
шестірні: d1=z1 · m=33 · 3,0=99 мм.
колеса: d2=2aw - d1=2 · 250 - 99=401 мм.
Діаметри кіл вершин:
шестірні: da1=d1 + 2m=99 + 2 · 3,0=105 мм.
колеса: da2=d2 + 2m=401 + 2 · 3,0=407 мм.
Діаметри кіл западин:
шестірні: df1=d1 - 2,5m=99 - 2,5 · 3,0=91,5 мм.
колеса: df2=d2 - 2,5m=401 - 2,5 · 3,0=393,5 мм.
Ширину шестерні приймаємо b1=85 мм.
Сили в зачепленні визначимо за формулами [1, стор.23]:
Окружна: Ft=2 · T2/d2=2 · 2069,25 · 103/401=8620,9 Н.
Радіальна: Fr=Ft tg? =8620,9 · tg 20? =3138 Н.
Окружна швидкість в зачепленні:
=? · d2 · n2/6 · 104=3,14 · 401 · 36,35/6 · 104=0,8 м/с.
З урахуванням цього вибираємо ступінь точності передачі - 9.
Для обраної ступеня точності коефіцієнт KF? =1,0
Коефіцієнт KFV=1,4 (для HB lt; 350)
Коефіцієнти форма зуба приймаємо згідно [1; табл.2.10]
YF1=3,77 (для z1=33)
YF2=3,59 (для z2=134)
Розрахункове напруження згину в зубах колеса визначимо за формулою:
? F2=KF? KFV YF2 Ft/(b2m)=1,0 * 1,4 * 3,59 * 8620,9/(80 * 3,0)=180,5 МПа.
Розрахункове напруження згину в зубах шестерні
? F1 =? F2YF1/YF2=180,5 * 3,77/3,59=189,6 МПа.
Так як? F1 lt; [?] F1 і? F2 lt; [?] F2 то умова міцності на вигин виконується.
Зробимо перевірку зубів по контактним напруженням.
Визначимо чинне контактне напруження за формулою [1, стор.23]:
Де KH? =1,0 - коефіцієнт розподілу навантаження між зубами
(для прямозубих коліс).
KHV=1,1 - коефіцієнт динамічного навантаження (для HB lt; 350).
Тоді отримаємо:
? H=436=530,1 МПа.
Так як? Н lt; [?] Н=564,1 (МПа) то умова міцності по контактним напруженням виконується.
. 2 Розрахунок швидкохідної зубчастої передачі
Вибираємо матеріал колеса і шестерні сталь 40Х з поліпшенням.
Твердість шестірні 260 НВ, твердість колеса 250 HB [1, стор.11].
Визначимо допустимі контактні напруги для шестерні і для колеса по загальній залежності [1, стор.12]:
[? ] H =? HlimZNZRZV/SH
де? Hlim - межа контактної витривалості [1, стор.12];
для шестерні? Hlim1=2HB1 + 70=2 * 260 + 70=590 МПа.
для колеса? Hlim2=2HB2 + 70=2 * 250 + 70=570 МПа.
Число циклів, відповідних перегину кривої втоми [1, стр.13]:
для шестерні NHG1=30 (HB1) 2,4=30 * 2602,4=1,88 · 107.
для колеса NHG2=30 (HB2) 2,4=30 * 2502,4=1,71 · 107.
Дійсні числа циклів зміни напруг [1, стр.13]:
Для колеса:
N2=60 · n2 · Lh
д...
