.. 260.
При даній термообробці забезпечується приробітку зубів.
Визначаємо допустимі напруження.
Допустимі контактне напруження шестерні розраховуємо за ф. з табл. 2.5 [2]:
Мпа,
де s н lim 1 - межа контактної витривалості шестерні, визначеної за ф. з табл. 4.1.3 [2]
s н lim 1 = 2 Г— НВ +70 = 2 Г— 260 +70 = 590 Мпа,
де НВ = 260 - твердість,
Z N - коефіцієнт довговічності шестерні, визначається за ф. з табл. 1.2 [3]
Z N 1 =
де N Hlim 1 - межа контактної витривалості шестерні, що визначається за формулою
де N до - розрахункова кількість циклів напружень при постійному режимі роботи шестерні, що визначається за ф. табл. 1.2 [3]
Приймаються Z N = 1.
S N = 1,3 - коефіцієнт запасу міцності шестерні за табл. 2.1 [3]. p> Знаходимо допустиме контактне напруження колеса за формулою
Мпа,
де s Hlim 2 = 2 Г— HB +70 = 2 Г— 240 +70 = 550 Мпа,
де НВ = 240,
Z N 2 =
Приймаються Z N 2 = 1, S N = 1,3.
Допустиме контактне напруження передачі визначаємо за ф. табл. 2.1 [3]
Мпа. br/>
Знаходимо допускаються згинні напруги шестірні по ф.табл. 2.1 [3]
Мпа,
де s Flim 1 - межа изгибной витривалості шестерні, що визначається за ф. табл. 1.3 [3],
s Flim 1 = 1,75 Г— 260 = 455 Мпа,
Y N 1 =
де N FG = 4 Г— 10 6 - базове число циклів зміни напружень, за табл. 1.4 [3]
N R = N K = 1,22 Г— 10 8 ,
Y A = 1 - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження до шестерні, за табл. 2.1 [3],
S F 1 = 2,2 - коефіцієнт запасу міцності шестерні, за табл. 2.1 [3]. p> Допустимі напруги згибу колеса визначимо за формулою
Мпа,
де s Flim 2 = 1,75 Г— HB = 1,75 Г— 240 = 420 Мпа,
де Y N 2 =
2.2 Розрахунок геометрії передачі тихохідної ступені
Спочатку розраховуємо зубчасту передачу тихохідної ступені, як більш навантажену і в основному визначальну габарити редуктора.
Міжосьова відстань передачі, ф. 14 [2]
В
br/>
де До Н b - коефіцієнт концентрації навантаження, рис. 8.15 [2],
y ba - коефіцієнт ширини щодо міжосьової відстані, табл. 8.4 [2]. p> Приймаються число зубів шестерні Z 1 = 20, тоді число зубів колеса
Z 2 = Z 1 Г— U тп = 20 Г— 4,644 = 92,88.
Приймаються число зубів Z 2 = 93.
Модуль висловимо з ф. 8.17 [2]
де b = 12 - кут нахилу лінії зуба.
По таблиці 8.1 [2] уточнюємо значення модуля m = 3 мм.
Уточнюємо значення міжосьової відстані
Приймаються а w = 173 мм.
Визначаємо геометричні параметри коліс передачі.
Ділильні діаметри
Діаметри кіл вершин зубів
d a 1 = d 1 +2 Г— m = 61,34 +2 Г— 3 = 69,14 мм,
d a 2 = d 2 +2 Г— m = 285,23 +2 Г— 3 = 289,433 мм.
Діаметри кіл западин зубів
d f 1 = d 1 -2,5 Г— m = 61,34-2,5 Г— 3 = 55,64 мм,
d f 2 = d 2 -2,5 Г— 3 = 275,93 мм.
Ширина зачеплення колеса, ф. 8.16 [2]
b w = b 2 = y ba Г— a w = 0,5 Г— 173, 15 = 86,58 мм.
Приймаються b 2 = 63 мм.
В Перевірочний розрахунок передачі по контактним напруженням, ф. 8.29 [2]
де Z H b - коефіцієнт підвищення міцності косозубих передач за контактними напруженням, ф. 8.28 [2]
де K H a - коефіцієнт нерівномірності навантаження одночасно зачіпляються пар зубів, табл. 8.7 [2]. Значення вибираємо виходячи зі ступеня точності 7, яка встановлена ​​залежно від окружної швидкості
e a - коефіцієнт торцевого перекриття, ф. 8.25 [2]
В K H - коефіцієнт розрахункового навантаження, с.108 [2]
До H = K H b Г— K HV = 1,04 Г— 1,02 = 1,061,
Де K HV - коефіцієнт динамічного навантаження, табл....
