ння на вигин
a. Виберемо матеріал, однаковий для шестерні і коліс, але з різними твердість - 40ХН
b. Виберемо термообробку - поліпшення
c. Виберемо твердість зубів: для колеса - НВ 2 = 270; для шестерні - НВ 1 = 500
d. Визначимо механічні характеристики сталей: -1 = 420 Н/мм 2 ; в = 920 Н/мм 2
e. Виберемо граничні значення розмірів заготовки шестерні (D перед - діаметр) і колеса (S перед - товщина обода або диска): D перед = 200 мм, S перед = 125 мм
Визначимо коефіцієнт довговічності для коліс KHL 1 і KHL 2
KHL 1 = 1 (19)
KHL 2 = 2 ,
де N HO - число циклів зміни напруг відповідне межі витривалості, N HO = 25 млн. циклів
N - число циклів зміни напруги за весь термін служби,
N 1 = 573 П‰ б * L h = 573 * 33 * 90 * 10 3 = 567 * 10 6
N 2 = 573 П‰ б * L h = 127? 2 * 1
KHL 1 = KHL 2 = 1, тому за рішенням N N HO , то KHL приймаємо рівною 1.
Визначимо допустимі контактні напруги [s] але 1 і [s] але 2 , Н/мм ВІ
[s] але = 1, 8 НВ ср + 67 = 1, 8 * 285 +67 = 580 Н/мм 2 (20)
Визначимо допустимі напруги вигину для шестірні і колеса
[s] Fo = 1, 03 * НВ ср = 1, 03 * 285 = 293, 9 Н/мм 2 (21)
Визначимо допустиме контактне напруження для зубів коліс, [s] н
[s] н 1 = KHL 1 [s] але = 580 Н/мм 2 (22)
[s] н = 0, 45 * 580 = 261 Н/мм 2
Визначимо допустиме напруга на вигин, [s] F
KFL 1 = 1 KFL 2 = 2 , (23)
де N fo = 4 * 10 6 - число циклів зміни напруг для всіх сталей, відповідне межі витривалості.
N 1 = 567 * 10 6 ; N 2 = 127? 2 * 10 6 . Якщо N N fo , то KFL = 1
[s] F 1 = KFL 1 * [s] Fo 1 = 293,9 Н/мм 2 (24)
Таблиця 4
Елемент передачі
Марка стали
D перед мм
Tepooб
работка
НВ1ср
s в
s -1
[s] н
[s] F
S перед мм
НВ2ср
H/мм ВІ
Шестерня
40ХН
200.0
125
Поліпшення
285
920
420
261
294
Колесо
40ХН
200.0
125
2.3 Розрахунок закритою циліндричної зубчастої передачі
Проектний розрахунок
2.3.1Определім головний параметр - міжосьова відстань аw, мм
В
а w = Ка (u +1) * 3Г– (T 2 * 10 Ві)/(П€ a 2 u 2 [Пѓ] н 2 ) * До НОІ , мм (25)
де Ка - допоміжний коефіцієнт, Ка = 43,
П€a - коефіцієнт вінця колеса, П€a = 0,28 ... 0,36,
u - передавальне число редуктора (См.табл.3),
Т 2 - обертаючий момент на тихохідному валу передачі, Н * м, (см.табл.3)
[Пѓ] н - допустиме контактне напруження колеса з менш міцним зубом,
Н * мм ВІ,
До НОІ - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, КНОІ = 1.
а w = 43 (4, 5 +1) * Ві в€љ (373 * 10 3 )/(0.36 * 4, 5 2 * 261 2 ) * 1 = 214, 9
Приймаються а w = 230 мм
Визначимо модуль зачеплення m, мм
m ≥ (2 * До m T 2 * 10 Ві)/(d 2
