/p>
KFL1=6? NFO/N1=6? NFO/N2
де Nfо - число циклів зміни напруг, прийняте для стали 4? 106 циклів;
N1 - число циклів зміни напруг за весь термін служби шестерні, циклів;
N2 - число циклів переміни напружень за весь термін служби колеса, циклів;
Так як N gt; NFO, то приймаємо коефіцієнт рівним KFL1=1 і KFL2=1
Визначаємо допустимі напруження згину відповідні межі згинальної витривалості для зубів шестерні і колеса:
[s] FO1=1,03? HBср1=1,03 * 248,5=255,955 Н/мм2
[s] FO2=1,03? HBср2=1,03 * 210=216,3 Н/мм2
де HBср1 і HBср2 - середня твердість зубців шестерні і колеса, HB.
Визначаємо допустимі напруження згину шестерні і колеса:
[s] F1=KFL1? [S] FO1=1 * 255,955=255,955 Н/мм2
[s] F2=KFL2? [S] FO2=1 * 216,3=216,3 Н/мм2
де KFL1 і KFL2 - коефіцієнт довговічності для шестерні і колеса для визначення допустимих напружень вигину;
[s] FO1 і [s] FO2 - допустимі контактні напруги для шестерні і колеса відповідні межі згинальної витривалості, Н/мм2.
Приймаємо допустиме напруження вигину для зубів шестерні і колеса реверсивних передач на 25% менше розрахованих:
[s] F2=0,75? [S] F1=0,75 * 255,955=192 Н/мм2
[s] F1=0,75? [S] F2=0,75 * 216,3=162,2 Н/мм2
де [s] F1 - допустимі напруження згину шестерні, н/мм2;
[s] F2 - допустимі напруження згину колеса, н/мм2.
Складаємо табличний відповідь рішення:
Таблиця 3 - Результати розрахунків
Елемент передачіМарка сталіТермо-обработкаНВ СР [S] н [s] F н/мм 2 Шестерня40ХУлучшеніе248,5514,3192Колесо40Улучшеніе210445162,2
5. Розрахунок зубчастої передачі
5.1 Проектний розрахунок
Визначаємо міжосьова відстань передачі:
aw=Ка (Uзп + 1)? 3? (T2? 103/y a? Uзп2? [S] н2)? Kн b=
=43 * (4 + 1) 3? (789,4 * 103/0,315 * 16 * 4453 * 1)=215 * 0,925=198,8 мм
де Ка - допоміжний коефіцієнт приймаємо рівним 43
Uзп - передавальне число редуктора одно;
T2 - обертаючий момент на тихохідному валу редуктора, Н? м;
[s] н - допустимі контактні напруги, Н/мм2;
ya - коефіцієнт ширини вінця колеса відповідно
з ГОСТ 2185-66 приймаємо рівним 0,315
Kн b - коефіцієнт нерівномірності площі по довжині зубів, приймаємо рівним 1, як для прірабативала зубів.
Приймаємо aw=200 мм по ряду нормальних лінійних розмірів.
Визначаємо ділильний діаметр колеса:
d2=(2aw? Uзп)/(Uзп + 1)=2 * 200 * 4/(4 + 1)=320 мм;
де aw - міжосьова відстань передачі, мм;
Uзп - передавальне число редуктора.
Визначаємо ширину зубчастого вінця колеса:
b2=y a? aw=0,315 * 200=63 мм;
де ya - коефіцієнт ширини вінця колеса;
aw - міжосьова відстань передачі, мм.
Визначаємо модуль зачеплення mn:
mn=(2? Км? T2? 103)/(d2? b2? [s] F)=(2 * 5,8 * 789,4 * 103)/(320 * 63 * 162,2)=
=2,8 мм;
де T2 - обертаючий момент на тихохідному валу редуктора, Н? м;
Км - допоміжний коефіцієнт, для косозубих передач приймаємо рівним 5,8;
b2 - ширина зубчастого вінця колеса, мм;
d2 - ділильний діаметр колеса, мм;
[s] F2 - допустиме напруження згину для зубів колеса, н? м.
За ГОСТ 9563-60 значення модуля зачеплення mn приймаємо рівним 3 мм.
Вид зубів -Косів.
Визначаємо кут нахилу зубів:
b min=arcsin (3,5mn/b2)=arcsin (3,5 * 3/63)=11 про
де mn - модуль зачеплення, мм;
b2 - ширина зубчастого вінця колеса, мм.
Визначаємо сумарне число зубів:
Z? =(2aw? Cos b min)/mn=(2 * 200 * cos11 о)/3=130,9
де aw - міжосьова відстань передачі, мм;
