2.2.3.Обчислюємо допустимі напруження на згин
Допустиме напруження визначають окремо для зубців шестірні та зубців колеса , МПа за формулою
,
де - границя витривалості зубців при згині,
;
;
.
-коефіцієнт впливу напряму прикладання навантаження на зубці :
- при однобічному прикладанні навантаження (нереверсивна передача ) - =1.0 ,
- коефіцієнт довговічності : ,
де -базове число циклів =4000000; -еквівалентне число циклів : ,
де сумарне число циклів, - коефіцієнт еквівалентності при (СР) режимі навантаження КFE =0,14.
Для шестірні - .
Для колеса -
- коефіцієнт небезпеки, =1.75 -при ймовірності неруйнування зубців 0.90.
Необхідно врахувати обмеження : при однорідній структурі матеріалу (H<350HB) або зі шліфованою перехідною поверхнею зубів незалежно від твердості 1 < < 2.08.
Приймаємо =1
Обчислюємо допустимі навантаження на згин.
Для шестірні - .
Для колеса - .
2.2.4. Обчислюємо потрібну міжосьову відстань
,
де - допоміжний коефіцієнт, що враховує параметри передачі, які не можуть бути завчасно і точно визначені: =430 - для косозубих передач;
u - передаточне число передачі;
" + "... для зовнішнього зачеплення;
- (Н м);
- коефіцієнт ширини вінця ,
= 0.25 ; - при симетричному розміщенні колеса відносно опор вала,
-коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастих вінців:
Для того, щоб скористатися табл.2.3., необхідно розрахувати значення відносної ширини шестірні Кbd за формулою ;
Kbd=0,5*0,25*(3,722+1)=0,59025; КНВ=1,44
Обчислюємо потрібну міжосьову відстань Аw, мм за допомогою одержаних даних.
На циліндричні зубчасті передачі міжосьову відстань Aw (мм), стандартизовано.
Вибираємо стандартне значення міжосьової відстані Аw =160 мм.
Визначаємо модуль зубчастої передачі за формулою
m = (0.01...0.02)
m=(0,01…0,02)*160=1,6…3,2.
Значення m округляють до найближчого стандартного значення:
Великомодульні колеса не такі чутливі до спрацювання, менш чутливі до пере- вантажень, але плавність їх роботи значно гірша. Середнє значення m=2,5..
Обчислюємо сумарне число зубців передачі, попередньо визначивши кут нахилу лінії зуба з рекомендованих значень = 8... 12 0
Кут =100 обираємо довільно.
; .
Значення
округляється
до меншого цілого числа, фактичний кут
нахилу лінії зубців:
;
Обчислюємо значення Z1 i Z2: .
Визначаємо розмір колового модуля : .
Обчислене значення mt не округляється .
Знаходимо
ділильні діаметри d, діаметри вершин
зубів da
і западин df
шестірні та колеса (мм):
,
де x-коефіцієнт зміщення (0; + 0,2; +0,4)
Ділильні діаметри :
d1=mt*z1=26*2,5396=66,0296 (мм)
d2=mt*z2=100*2,5396=253,96 (мм).
Діаметри вершин зубів :
dа1=d1+2*m=66,0296+5=71,0296 (мм).
dа2=d2+2*m=253,96+5=258,96 (мм).
Діаметри западин зубів шестірні та колеса :
df1=d1-2,5*m=66,0296-6,25=59,7796 (мм).
df2=d2-2,5*m=253,96-6,25=247,71 (мм).
Уточнюємо міжосьову відстань :
;
Визначаємо ширину вінців зубчастих коліс (мм)
b2=Kba*AW=0,25*160=40 мм; b1=b2*1,12=40*1,12=44,8 мм
Визначаємо колову швидкість (м/с) і призначаємо ступінь точності передачі ( табл. 2.4)
де n1- об/хв, d1 - м .
.
З табл.2.4 визначаємо, передача має 8-середній ступінь точності.
Обчислюємо сили, які діють у зчепленні (Н):
-
колова сила
;
;
- осьова сила ; Fa=739,6 tg10,142 0=132,3(H);
-радіальна
(розпірна сила)
