жень:
(Н/мм 2 )
(Н/мм 2 )
3.2.5 Визначаємо допустима контактна напруга для зубів шестерні і колеса:
(Н/мм 2 )
(Н/мм 2 )
Приймаються [s] H = 514,3 Н/мм 2 , тому що розраховуємо за менш міцним зубьям.
3.2.6 Визначаємо коефіцієнт довговічності зубів шестерні і колеса для визначення допустимих напружень вигину:
В
Де N FO 1 , N FO 2 - Число циклів змінних напружень для зубів шестерні і колеса яка дорівнює межі витривалості, для всіх сталей приймаємо рівним 4 * 10 6 циклів
N 1 , N 2 - число циклів змінних напружень за весь термін служби приводу
3.2.7 Визначаємо напругу вигину яка дорівнює межі згинальної витривалості для зубів шестерні і колеса:
(Н/мм 2 )
(Н/мм 2 )
3.2.8 Визначаємо допустима напруга вигину зубів шестерні і колеса:
(Н/мм 2 )
(Н/мм 2 )
3.1.9 Приймемо значення [у] F 1 і [у] F 2 на 25% менше розрахункового:
В
(Н/мм 2 )
(Н/мм 2 )
Приймаються F = 191,966 (Н/мм 2 ), тому що вибираємо по менш міцним зубам.
3.12 Складаємо табличний відповідь розрахунку:
Елемент передачі
Марка стали
Термообробка
НВ ср
[s] H ,
Н/мм 2
[s] F ,
Н/мм 2
Шестерня
40Х
Поліпшення
285,5
580,9
220,549
Колесо
40Х
Поліпшення
248,5
514,3
191,966
4. Розрахунок зубчастої передачі
4.1 Проектний розрахунок
4.1.1 Визначаємо міжосьова відстань передачі:
(мм)
де
K a - допоміжний коефіцієнт, для косозубой передачі, приймаємо рівний 43
U ЗП - Передавальне число закритою передачі, рівне 5,0
Т 2 - Обертаючий момент на тихохідному валу редуктора, Н * м
y а - коефіцієнт ширини вінця колеса, рівне 0,315
[s] н - допустиме контактне напруження, H/мм 2
K н b - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, для прірабативала коліс, рівний 1
Приймаємо: (мм)
4.1.2 Визначаємо ділильний діаметр колеса:
(мм)
де
a w = 102 (мм) - міжосьова відстань передачі
U ЗП = 5,0 - передавальне число передачі
4.1.3 Визначаємо ширину вінця колеса: b 2 = ш a * a w = 0,315 * 102 = 32,13 (мм) де
ш a = 0,315 - коефіцієнт ширини вінця колеса
a w = 102 (мм) - міжосьова відстань передачі
4.1.4 Визначаємо модуль зачеплення:
(мм)
де
K m - допоміжний коефіцієнт для косозубих передач, рівний 5,8
Т 2 - Обертаючий момент на тихохідному валу редуктора, Н * м
Приймаємо: m n = 1,5 (мм)
4.1.5 Визначаємо кут нахилу зубів для косозубих передач:
В
4.1.6 Визначаємо сумарне число зубів шестерні і колеса:
(зубів)
де
a w - міжосьова відстань передачі, мм
m n - нормальний модуль зачеплення, мм
b min - кут нахилу зубів
4.1.7 Уточнюємо фактичний кут нахилу зубів:
В
4.1.8 Визначаємо число зубів шестірні:
(зубів)
4.1.9 Визначаємо число зубів колеса:
(зубів)
4.1.10 Визначаємо фактичне передавальне число передачі і перевіряємо його відхилення від заданого:
В
4.1.11 Визначаємо фактичне міжосьова відстань передачі:
(мм)
4.1.12 Визначаємо основні геометричні параметри передачі:
а) Визначаємо ділильний діаметр шестерні і колеса:
В
де
m n - нормальний модуль зачеплення, мм
Z 1 - число зубів шестерні
Z 2 - ч...
