d rowspan=2>
Передаточне число, U
4
3,4
Розрахунок потужності Р, кВт
2,8
2,73
2,63
2,42
Кутова швидкість П‰, з -1
100
100
25
7,35
ККД, О·
0,97
0,93
Частота обертання n, об/хв
955
955
239
70
Обертаючий момент Т, Н О‡ м
28
27,3
105,4
330
В
Задача 3. Вибір матеріалу зубчастої передачі
3.1 Вибираємо матеріал зубчастої передачі
а) За таблицями визначаємо марку сталі: для шестерні - 40Х, твердість ≥ 45HRCе; для колеса - 40Х, твердість ≤ 350 HB. p> б) Також визначаємо механічні характеристики стали 40Х: для шестерні твердість 45 ... 50 HRC, термообробка - поліпшення, D перед = 125 мм; для колеса твердість 269 ​​... 302 HB, термообробка - покращення, S перед = 80 мм. p> в) Визначаємо середню твердість зубців шестерні і колеса:
HB 1ср. = (50 +45)/2 = 47,5 HRC = 450 HB
HB 2ср = (269 +302)/2 = 285,5 НВ. br/>
3.2 Визначаємо допустимі контактні напруги для зубів шестерні [пЃі] H1 і колеса [пЃі] H2 :
а) Розраховуємо коефіцієнт довговічності До HL :
Напрацювання за весь термін служби:
для колеса
N 2 = 573 О‡ L h О‡ пЃ· 2 = 573 О‡ 15000 О‡ 25 = 214,9 О‡ 10 6 циклів,
для шестерні
N 1 = 573 О‡ L h О‡ пЃ· пЂ± = 573 О‡ 15000 О‡ 100 = 859,5 О‡ 10 6 циклів. br/>
Число циклів зміни напружень N Н0 , відповідне межі витривалості, знаходимо за табл. 3.3 [1, с.51] интерполированием:
N но1 = 68 О‡ 10 6 циклів і N НО2 = 22,7 О‡ 10 6 циклів.
Т.к. N 1 > N но1 і N 2 > N НО2 , то коефіцієнти довговічності K HL1 = 1 і K HL2 = 1. p> б) Визначаємо допустима контактна напруга [пЃі] H відповідне числу циклів зміни напружень N але : для шестерні
[пЃі] но1 = 14 HRC СР +170 = 14.47, 5 +170 = 835 Н/мм 2 p> для колеса
[пЃі] НО2 = 1,8 О‡ HB 2ср +67 = 1,8 О‡ 285,5 + 67 = 580,9 Н/мм 2
в) Визначаємо допустима контактна напруга:
для шестерні [пЃі] Н1 = K HL1 О‡ [пЃі] но1 = 1 О‡ 835 = 835 Н/мм 2 ,
для колеса [пЃі] н2 = K HL2 О‡ [пЃі] НО2 = 1 О‡ 580,9 = 580,9 Н/мм 2 . br/>
Т.к. HB 1ср - HB 2ср > 70 і HB2ср = 285,5 <350HB, то значення [пЃі] н розраховуємо за середньому допустимому значенню з отриманих для шестерні і колеса:
[пЃі] н = 0,45 ([пЃі] Н1 + [пЃі] н2 ) = 637,2 Н/мм 2 . br/>
При цьому умова [пЃі] н <1.23 О‡ [пЃі] н2 дотримується. br/>
3.3 Визначаємо допустимі напруження згину для зубів шестерні [пЃі] F1 і колеса [пЃі] F2.
а) Розраховуємо коефіцієнт довговічності K FL . p> Напрацювання за весь термін служби: для шестерні N 1 = 859,5 О‡ 10 6 циклів, для колеса N 2 = 214,9 О‡ 10 6 циклів. p> Число циклів зміни напружень, відповідне межі витривалості, N F0 = 4 О‡ 10 6 для обох коліс.
Т.к. N 1 > N F0 і N 2 > N F0 , то коефіцієнти довговічності K FL1 = 1 і K FL2 = 1. br/>
б) За табл. 3.1/1/визначаємо допустиме напруга вигину, відповідне числу циклів зміни напруг N F0 :
для шестерні [пЃі] Fo1 = 310 Н/мм 2 , в припущенні, що m <3 мм;
для колеса [пЃі] Fo2 = 1,03 О‡ HB 2ср = 1,03 О‡ 285,5 = 294 Н/мм 2
в) Визначаємо допустимі напруження вигину:
для шестерні [пЃі] F1 = K FL1 О‡ [пЃі] Fo1 = 1 О‡ 310 = 310 Н/мм 2 ,
для колеса [пЃі] F2 = K FL2 О‡ [пЃі] Fo2 = 1 О‡ 294 = 294 ...
