b 1 = 45 мм. p> 3) Визначення орієнтовного значення модуля виробляємо за формулою:
m = (0,01 ... 0,02) Г— а w = 1,0 ... 2,0 мм. p> За табл. 3.3 (С. 22, [1]) приймаємо m = 2 мм. p> 4) Сумарне число зубів:
В
5) Кількість зубів зубчастих коліс:
шестерні, приймаємо z 1 = 22
колеса = 100 - 22 = 78
6) Визначаємо фактичне значення передавального числа:
В
Помилка:% = 1,4% <4%, що припустимо.
Перевірка зубів на витривалість при вигині
1) Перевірка колеса на витривалість при згині проводиться за формулою:
В
де Y F 2 - коефіцієнт, що враховує форму зуба колеса.
За табл. 3.4 (С. 25, [1]) для незміщених коліс Y F 2 = 3,6. p> Тоді:
МПа <МПа
2) Напруга в небезпечному перерізі зуба шестерні:
В
де Y F 1 - коефіцієнт, що враховує форму зуба шестерні.
За табл. 3.4 (С. 25, [1]) для незміщених коліс Y F 1 = 3,9. p> Тоді:
МПа <МПа
Визначення основних параметрів зубчастого зачеплення
1) Діаметри ділильних кіл:
мм
мм
Перевірка: мм - Рівність виконується.
2) Діаметри кіл вершин:
мм
мм
3) Діаметри кіл западин:
мм
мм
Сили, що діють в зачепленні
1) Окружна сила:
Н
2) Радіальна сила:
Н
2.2 Розрахунок швидкохідної ступені редуктора
Вибір термічної обробки заготовок
Для зменшення сортаменту матеріалу, що застосовується при виготовленні редуктора, для виготовлення зубчастих коліс швидкохідної ступені редуктора застосовуємо ту ж сталь, що і тихохідної ступені редуктора, а саме сталь 12ХН3А з цементацією після поліпшення і загартування.
Визначення механічних властивостей матеріалів зубчастих коліс і допустимих напружень
1) Середні значення твердості зубів:
В
(див. вище)
2) Граничні характеристики матеріалів:
s В = 1000 МПа, s Т = 800 МПа (див. табл. 2.2, [1]).
3) Допустимі напруги для розрахунку передачі на контактну витривалість:
В В
(див. табл. 2.5, [1]). p> У цих формулах:
s ОН - тривалий межа контактної витривалості
МПа (див. табл. 2.6, [1]);
S Н - коефіцієнт безпеки, S Н = 1,2 (див. табл. 2.6, [1]). p> Тоді:
МПа.
N АЛЕ - число циклів зміни напружень, відповідне тривалого межі витривалості; N АЛЕ = 200 Г— 10 6 (Рис. 2.1, [1]);
N НЕ - еквівалентний число циклів зміни напруг для розрахунку на контактну витривалість:
В
До НЕ - Коефіцієнт приведення; при важкому режимі роботи До НЕ = 0,5 (Табл. 2.4, [1]);
N S - сумарне число циклів зміни напруг
В
де n i - частота обертання i-го зубчастого колеса.
Для шестірні: N S1 = 60 Г— 21600 Г— 490 = 635 Г— 10 6 циклів
Для колеса: N S2 = 60 Г— 21600 Г— 122,5 = 158,8 Г— 10 6 циклів
Таким чином,
циклів
циклів
Так як N не1 > N АЛЕ , то й N не1 = N АЛЕ = 200 Г— 10 6 , і тоді:
МПа
МПа
В якості приймаємо менше з і , Тобто = 1330 МПа. p> МПа.
Умова <виконується.
4) Допустиме напруження для розрахунку передачі на згинальну витривалість:
В В
(див. табл. 2.5, [1]). p> У цих формулах:
s Про F - тривалий межа згинальної витривалості
МПа (див. табл. 2.6, [1]);
S F - коефіцієнт безпеки, S F = 1,55 (див. табл. 2.6, [1]).
Тоді:
МПа.
N Fе - еквівалентний число циклів зміни напруг для розрахунку на згинальну витривалість:
В
До Fе - коефіцієнт приведення; за важкому режимі роботи До Fе = 0,2 (табл. 2.4, [1]);
Таким чином,
Для шестірні: циклів
Для колеса: циклів
Так як N F Е1 > 4 Г— 10 6 циклів і N F Е2 > 4 Г— 10 6 циклів, то приймаємо N F Е1 = N F Е2 = 4 Г— 10 < sup> 6 циклів.
Тоді:
МПа
Так як МПа (табл. 2.6, [1]), то умова <виконується.
Визначення коефіцієнта навантаження
1) Визначаємо коефіцієнт ширини швидкохідної щаблі за формулою:
В
де U - передавальне число швидкохідної ступені...
