3.2. Определение допускаемых напряжений.

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни:

N_HO1 = 25 млн. циклов,

N₁ = 573 ω₁L_h = 573* 24,4 *12000 = 168млн. циклов

т.к. N₁ >N_HO1 , тоК_НL1 = 1

К_НL= 1, т.к. К_НL< 1

Коэффициент долговечности для зубьев колеса:

N_HO2 = 16,5млн. циклов,

N₂ = 573 ω₂L_h = 573* 6,8 *12000 = 47млн. циклов

т.к. N₂ >N_HO2 , то К_НL2 = 1

Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни:

[]_H1= К_НL1 * []_HО1

[]_HО1 = 1,8 * НВ_ср1 + 67 = 1,8 *285,5 + 67 = 580,9 Н/мм²

[]_H1 = 1* 580,9 = 580,9 Н/мм²

Допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса:

[]_H2= К_НL2 * []_HО2

[]_HО2 = 1,8 * НВ_ср2 + 67 = 1,8 *248,5 + 67 = 514,3 Н/мм²

[]_H2= 1* 514,3 = 514,3 Н/мм²

Допускаемое контактное напряжение для передачи:

[]_H= min ([]_H2, []_H1) = 514,3 Н/мм²

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни:

N_FO1 = 4 млн. циклов,

N₁ = 573 ω₁L_h = 573* 24,4 *12000 = 168 млн. циклов

т.к. N₁ >N_FO1 , тоК_FL1 = 1

Коэффициент долговечности для зубьев колеса:

N_HO2 = 4 млн. циклов,

N₂ = 573 ω₂L_h = 573* 6,8 *12000 = 47 млн. циклов

т.к. N₂ >N_FO2 , то К_FL2 = 1

Допускаемое напряжение на изгиб для зубьев шестерни:

[]_F1 = К_FL1 * []_FО1

[]_FО1 = 1,03 * НВ_ср1 = 1,03 *285,5 = 294,1 Н/мм²

[]_F1 = 1* 293,55= 294,1 Н/мм²

Допускаемое напряжение на изгиб для зубьев колеса:

[]_F2= К_FL2 * []_FО2

[]_FО2 = 1,03 * НВ_ср2 = 1,03 *248,5 = 255,96 Н/мм²

[]_F2= 255,96= 255,96 Н/мм²

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термооб- работка	HB1cp	σв	σ-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред		HB2cp	Н/мм^2
Шестерня	40Х	125	Улучшение	285,5	900	410	580,9	294,1
Колесо	40Х	125	Улучшение	248,5	790	375	514,3	255,96

3.3. Проектный расчёт зубчатой передачи редуктора.

Межосевое расстояние:

К_а- вспомогательный коэффициент, для прямозубой передачи К_а = 43

ψ_а = 0,3 коэффициент ширины венца колеса для шестерни

U = 3,59 передаточное число редуктора

Т₂ = 388.15Н·м вращающий момент на тихоходном валу

[]_H= 514,3 Н/мм², допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом

К_Нβ = 1 коэффициент неравномерности нагрузки зуба

а_w = 130мм (стандарт)

Модуль зацепления:

K_m= 5,8 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач

мм - делительный диаметр колеса

b₂ = ψ_a · а_w = 0,3 * 130 = 39 =40мм - ширина венца колеса

[]_F= 255,96 Н/мм²- допускаемое напряжение изгиба колеса с менее прочным зубом

мм

мм (гост)

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

_{Принимаем}

Определяем число зубьев шестерни:

Определяем число зубьев колеса

Фактическое передаточное число:

Отклонение фактического от заданного передаточного числа:

Определяем фактическое межосевое расстояние:

мм

Определяем фактические основные параметры передачи:

Диаметр делительной окружности шестерни:

мм

Диаметр делительной окружности колеса:

мм

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

мм

мм

Диаметры впадин шестерни и колеса:

мм

мм

Ширина венца колеса и шестерни:

мм

мм

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный	56	204
	Вершин зубьев	60	208
	Впадин зубьев	51,2	203,2
Ширина венца		44	40