0089 / 1 / 2 вариант / 1 / рпз

n3

3

T3 103

=

104.0

3

331.0 103

V' =

= 0.28м/с;

103 Cv

U2_32 ψa

103 15

42 0.315

4.3.3 Степень точности по табл. 4.10 [4. 96]:

m := 8;

4.3.1.3 Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:

b

U2_3

+ 1

4 + 1

d1

= ψa

2

= 0.315

2

=

0.787

4.3.4 Коэффициенты нагрузки на контактную выносливость.

По таб. 4.7 (1. 93] определяем коэффициент концентрации KHβ0 := 1.17

x := 0.75 таб. 4.1 [4. 77].

KHβ := KHβ0 (1 − x) + x = 1.042

По рис. 4.7 [4. 92] определяем коэффициент распределения нагрузки KHα := 1.1

По таб. 4.11 [4. 96] определяем коэффициент динамичности: KHv := 1.1

тогда: KH := KHα KHβ KHv = 1.261

4.3.5 Коэффициенты нагрузки на изгибную выносливость

4.3.5.1 По таб. 4.8 [4. 94] определяем коэффициент концентрации: KFβ0 := 1.15

x := 0.5 таб. 4.1 [4. 77].

KFβ := KFβ0 (1 − x) + x = 1.075

4.3.6 Определяем коэффициент распределения нагрузки: KFα := 1 [4. 92]

4.3.7 По таб. 4.12 [4, 97] определяем коэффициент динамичности KFv := 1.04

тогда: KF := KFα KFβ KFv = 1.12

4.4.1 Предварительное межосевое расстояниепо формуле:

K := 270для косозубых передач

3

2

T

103

3

2

3

K

3

270

331.0 10

= (4 +

1)

134.0

мм

αw = (U2_3 + 1)

ψa

500.0 4

0.315

=

σHadm2 U2_3

см [4. 98]

Принимаем с соответствии с единымрядом глабных параметров [4,51] стандартное значение:

ГОСТ 2185-66

αw. := 125 мм

5.4.2 Действительная скорость по формуле:

V

=

2 αw. π n3

=

2

125

π 104.0

=

0.272м/с см [4. 98]

(U2_3 + 1) 60 103

(4 + 1) 60 103

4.4.3 Фактические контактные напряжения

b2 := 50мм - ширина колеса

σH

U2_3 + 1

U2_3 + 1

= 270

4 + 1

4 + 1

331.0 103 = 491.0 МПа

= 270

b2

T3 103

αw. U2_3

125 4

50

< σHadm2 = 500 МПа

[4. 98]

Недогруз (перегруз)

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Ft2

=

T3 103 (U2_3 + 1)

=

331.0 103 (4 + 1)

=

3310.0Н

см [1. 99]

αw. U2_3

125 4

ширина шестерни по формуле:

b1 := 1.12 b2 = 56

примем

b1. := 55

мм;

для косозубых передач

m :=

3.5 Ft2 KFd1 KF

= 0.5 мм;

см [1. 104]

n

b1. σFadm1

β'

= asin

3.5 mn.

180

= asin

3.5 2

180

= 8.05

0

π

π

С

см [4. 100]

b2

50

Суммарное число зубьев.

=

2 αw.

β'

π

=

2 125

π

=

Z'

cos

cos 8.05

124.0

см [4. 100]

mn.

180

2

180

примем

Z := 123

угол подъема линии зуба:

Окончательный

β

Z mn.

180

123 2

180

0

= acos

π

=

acos

π

= 10.3

С см [4. 100]

2 αw.

2

125

Фактический коэффициент осевого перекрытия.

b2

sin

π

π

50

sin 10.3

εβ =

β 180

=

180

= 1.42

см [4. 105]

m

π

2

π

n.

Число зубьев шестерни

Z'1 :=

Z

= 24.6

U2_3

+ 1

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

U'

:=

Z2

= 3.92

а принятое

U

2_3

= 4

2_3

Z1

σF1

):

Проверяем фактическое

напряжение изгиба зубьев шестерни (

Приведенное число зубьев:

Zv1

=

Z1

=

25

= 26.2

π

3

π

3

cos 10.3

180

cos β

180

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101]

YF1 := 3.2

Коэффициент наклона зуба:

Yβ1

=

1

−

β

=

1

−

10.3

=

0.926

140

140

Тогда:

YF1 Yβ1

σF1

=

KFd1

KF

=

3.2 0.926

3310.0

1.12

=

99.9

МПа а

55 2

b

1.

m

Ft2

n.

допускаемое

σFadm1 = 467

МПа;

):

Проверяем

фактическое напряжение изгиба зубьев колеса (

σF2

Приведенное число зубьев:

Zv2

=

Z2

=

98

= 103.0

π

3

π

3

cos 10.3

180

cos β

180

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101]

Y

F2 := 3.1

Коэффициент наклона зуба:

Yβ2

=

1

−

β

=

1

−

10.3

=

0.926

140

140

Тогда:

σF2

=

YF2 Yβ2

KFd1

KF

=

3.1 0.926

3310.0

1.12

=

106.0

МПа а допускаемое

50 2

b

2

m

Ft2

n.

σFadm2 = 467

МПа;

Условия прочности изгибу колес выполнено.

4.1 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

d1 =

mn. Z1

=

2 25

=

50.8

мм; см [4. 108]

π

π

cos β

cos

10.3

180

180

колеса:

d2

=

mn. Z2

=

2 98

= 199.0

мм;

π

π

cos β

cos 10.3

180

180