здесь SH=1,1 – коэффициент безопасности для улучшенных сталей ( см. с.7).
Допускаемое контактное напряжение [σ]H в передаче:
- для колес с прямыми зубьями:
[
]H=[]Hmin=[]H2= 515,4 МПа (см. с.7);
- для колес с круговыми звеньями:
[] H= 0,45×([]H1 + []H2) = 0,45×(582,7 + 515,4) = 494,2 МПа,
[] H=
494,2 МПа ≤ 1,15[]Hmin= 1,15×515,4=592,7 МПа (см. с.7).
2) При расчете на изгибную выносливость:
[]F1 = OF1 / SF = 513,9 / 1,75 = 293,7 МПа;
[]F2 = OF2 / SF = 447,3 / 1,75 = 255,6 МПа.
здесь SF =1,75 – коэффициент безопасности для улучшенных сталей ( см. с.8).
4.2.8 Максимальные допускаемые напряжения [σ]Hmax и [σ]Fmax
1) При расчете на контактную выносливость [σ] Hmax
[] Hmax =
2,8×Т2
= 2,8 × 630 = 1764 МПа (см. с.15).
2) При расчете на изгибную выносливость [σ]Fmax1 и [σ]Fmax2
[]Fmax1=
2,74 × НВ ср1 = 2,74 × 285,5 = 782,3 МПа;
[]Fmax2 =
2,74 × НВ ср2 = 2,74 × 248,5 = 680,9 МПа (см. с.15).
4.3 Определение основных параметров передачи
4.3.1 Коэффициент ширины венца Ψ d1 по диаметру шестерни
, принимаем Ψ
d1
0,6.
По таблице А.2 начальный коэффициент концентрации нагрузки принимается K0Hβ = 2,4. Для III – го режима работы коэффициент режима нагрузки Х = 0,5 (см. п. 2.3).
4.3.2 Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес
- прямозубых: КНβ = К 0Нβ × (1 - Х) + Х = 2,4 × (1 – 0,5) + 0,5 = 1,7
- с круговыми зубьями: 
.
4.3.3 Ожидаемая окружная скорость
Здесь и далее в левой колонке приведены расчеты для передачи с прямыми зубьями, а в правой – для передачи с круговыми зубьями.
м/с, | 
м/с, где 
–
коэффициент, принимается по таблице А.4: для прямозубой передачи =800, а для передачи с
круговыми зубьями – =1000.
По таблице А.7 назначаем степень точности изготовления
8-я. | 8-я.
4.3.4 Коэффициент динамичности нагрузки
По
таблице А.5 имеем
K HV = 1,42 – для колес K HV = 1,04 – для колес
9-й степени точности (см. с.9). 8-й степени точности (см. с.10).
4.3.5 Коэффициент нагрузки
КН = КН β×КНV = 1,7×1,42 = 2,9414.| КН = КН β×КНV = 1,3×1,04 = 1,352.
4.3.6 По таблице А.8 коэффициент прочности зуба 
Н
Н =
0,85. | Н =
1,22+0,21×
=
1,22+0,21×4 = 2,06.
4.3.7 Коэффициент долговечности КНД
Для III-го режима работы примем: КНЕ = 0,56, m = 3 (см. таблицу А.3).
Тогда:
>
1, принимаем
(см. п. 2.6.4).
4.3.8 Эквивалентный крутящий момент на валу колеса ТНЕ2
ТНЕ = КНД × Т2 = 1× 465 = 465 Н×м.
4.3.9 Предварительный диаметр внешней делительной окружности колеса
,
мм. | 
мм.
Полученный расчетом диаметр округляется до ближайшего значения из ряда стандартных чисел (см. п. 3.1, с.11) и принимается
de2 = 450 мм. | d e2 = 315 мм.
4.3.10 Предварительный диаметр внешней делительной окружности шестерни
d e1
= d e2 / = 450 / 4 =
112,5 мм. | d e1 = d e2 / = 315 / 4 = 78,75
мм.
4.3.11
|
Число зубьев шестерни 
По графику в соответствии с рисунком 1-а примем = 17 и для колес из материала первой
группы окончательно найдем
примем Z1=27(см. с.11-12). Примем Z2=82.
4.3.12 Число зубьев колеса
Z2 = Z1
= 27∙4 =
108. Z2= Z1= 21∙4 = 84.
4.3.13
Фактическое передаточное число 
= Z2 / Z1
= 108 / 27 = 4. | = Z2 / Z1
= 84 / 21 = 4.
В обоих случаях, фактические передаточные числа равны первоначально заданным.
4.3.14 Углы делительных конусов δ1 , δ2
δ2 =arctg =arctg 4=75,96380; δ2=arctg =arctg 4=75,96380;
δ1=900–
δ2=900–75,96380=14,03620.
δ1=900– δ2=900–75,96380=14,03620.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
и для колес из материала
первой группы окончательно
найдем
(см. с.11-12).