ка і межі контактної і згинальної витривалості.
Твердість поверхні зубів, HRC:
шестерня-55 ... 60
колесо-55 ... 60.
Твердість серцевини, НВ:
шестерня-230 ... 240
колесо - 230 ... 240.
Межа контактної витривалості, МПа:
.
Межа изгибной витривалості, МПа:
В
Допустиме контактне напруження, МПа:
В
де Пѓ Hlim b 1 , Пѓ Hlim b 2 - межі контактної витривалості поверхонь зубів шестерні та колеса;
Пѓ Hlim b = 23 * 55 = 1265 МПа
S Hmin - мінімальний коефіцієнт запасу міцності
При поверхневому упрочнении зубів: S Hmin = 1,2
- коефіцієнт довговічності;
Згідно джерелу [1, стр21] = 1, з наступним уточненням після ЕОМ.
В
Приймаються = 949 МПа.
1.9 Коефіцієнт ширини зубчастого вінця в частках діаметра шестірні.
В
Де b W -робоча ширина зубчастих вінців,
d W 1 - початковий діаметр шестірні. p> Відповідно до джерела [1, стр33, табл. 14]:
П€ bd = 0,3 ... 0,6
Приймаються П€ bd 2 = 0,6
1.10 Коефіцієнт K HОІ .
Коефіцієнт K HОІ . Враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній при розрахунку на контактну витривалість активних поверхневих зубів.
Згідно джерелу [1, стр34, рис. 10] приймаємо :
K HОІ 2 = 1,12
1.11 Вихідні дані для розрахунку на ЕОМ.
ОЇ - передавальне відношення приводу
ОЇ = 13,43
Т 1 -обертаючий момент на тихохідному валу
Т 1 = 318,3 Н * м
- допустиме контактне напруга в швидкохідних і тихохідних передачах.
= 949МПа
П€ bd 2 - коефіцієнт ширини зубчастого вінця
П€ bd 2 = 0,6
K HОІ 2 - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження
K HОІ 2 = 1,12
Кількість потоків потужностей 1;
Вид зубів - косозубі.
В
1.12 Графік залежності маси від
В
2.Допускаемое напруга тихохідної циліндричної зубчастої передачі.
2.1 Допустимі контактні напруги при розрахунку на витривалість активних поверхонь зубів.
Допустимі контактні напруги, МПа, обчислюються окремо для шестерні і колеса кожної з розраховуються передач:
В
Z Nj - коефіцієнт довговічності для шестерні і колеса, визначається за формулою:
В
Де N H lim bj - базове число циклів контактних напружень шестерні і колеса. Визначається відповідно до джерела [1, стр25, рис. 6]:
N H lim b1 = N H lim b2 = 90 * 10 6
N HEj - еквівалентне число циклів контактних напружень на зубах шестерні і колеса
N HE1 = Ој н * N ОЈ1 ,
N HE2 = Ој н * N ОЈ2.
де Ој н - коефіцієнт, що характеризує інтенсивність типового режиму навантаження при розрахунку на контактну міцність, Відповідно до джерела [1, стр26, табл. 8]:
Ој н = 0,125
N ОЈ1 , N ОЈ2 - число циклів навантаження зубців шестерні або колеса за весь термін служби передачі. br/>В В
де n 2 - частота обертання 3 вала, взята з табл.1:
n = 105, мін -1
- час роботи передачі за увесь термін служби приводу
= 11.000 годин.
з-число циклів навантажування зуба за один оборот зубчастого колеса
з = 1.
n 1 - частота обертання 2 вала, обчислюється за формулою
n 1 = n 2 * i 2 ,
де i 2 - передавальне відношення.
n 1 = 105 * 2,950 = 309,75 хв -1 .
Тоді
N ОЈ1 = 60 * 309,75 * 11.000 = 2 * 10 8
N ОЈ2 = 60 * 105 * 11.000 = 6,9 * 10 6
Еквівалентна число циклів контактних напружень на зубах шестерні і колеса:
N HE 1 = 0,125 * 2 * 10 8 = 0,25 * 10 8
N HE 2 = 0,125 * 6,9 * 10 8
Так як N HEj ≤ N H lim bj приймаємо q н = 6
0,25 * 10 8 ≤ 90 * 10 6
...
