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) –

- при двобічному (реверсивна) –

– коефіцієнт довговічності: , де – базове число циклів ; – еквівалентне число циклів: ,

де – сумарне число циклів, – коефіцієнт еквівалентності (див. табл. 2.2);

Виходячи з даних табл. 2.2, при (СН) режимі навантаження =0,06.

Для шестірні: ;

Для колеса: .

– коефіцієнт небезпеки, =1,75 – при ймовірності надійності зубців 0,90.

Необхідно врахувати обмеження : при однорідній структурі матеріалу (H < 350 HB) або зі шліфованою перехідною поверхнею зубів незалежно від твердості 1 2,08. Якщо значення коефіцієнта довговічності менше 1, то приймаємо .

Обчислюємо допустимі навантаження на згин:

- для шестірні ;

- для колеса: .

2.4. Обчислюємо потрібну міжосьову відстань

,

де – допоміжний коефіцієнт, який ураховує параметри передачі, які не можуть бути завчасно і точно визначені: =495– для прямозубих передач, =430 – для косозубих передач;

u – передаточне число передачі: „ + ” для зовнішнього зачеплення, „ – ” для внутрішнього зачеплення;

– обертовий момент, Н м;

– коефіцієнт ширини вінця:

= 0,315 ; 0,4 ; 0,5 – при симетричному

розміщенні колеса відносно опор вала,

= 0,25; 0,315; 0,4 – при несиметричному

розміщенні колеса відносно опор вала,

= 0,2 – при консольному розміщенні

колеса відносно опор вала.

– коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження за шириною зубчастих вінців.

Таблиця 2.3 – Значення коефіцієнтів і

Відносна ширина шестірні
0,2	1,00	1,00	1,06	1,10	1,15	1,25
0,4	1,01	1,03	1,12	1,20	1,35	1,55
0,6	1,03	1,05	1,20	1,30	1,60	1,90
0,8	1,06	1,08	1,27	1,44	1,85	2,30
1,0	1,10	1,15	1,37	1,57	-	-
1,2	1,13	1,18	1,50	1,72	-	-
1,4	1,15	1,25	1,60	1,85	-	-
1,6	1,20	1,30	-	-	-	-

Для того, щоб скористатися табл. 2.3, необхідно розрахувати значення відносної ширини шестірні за формулою :

K_bd=0,5·0,25·(3,21+1)=0,53; =1,3.

Обчислюємо потрібну міжосьову відстань , мм за допомогою одержаних даних:

(мм).

На циліндричні зубчасті передачі міжосьову відстань (мм) стандартизовано за такими значеннями:

1 ряд 40; 50; 63; 80; 100; 125; 200; 250; 315; 400; 500; 630

2 ряд 71; 90; 112; 140; 160; 180; 280; 355; 450; 560.

Вибираємо стандартне значення міжосьової відстані .

Визначаємо модуль зубчастої передачі за формулою m = (0,01...0,02) · :

m = (0,01…0,02) · 125 = 1,25…2,5.

Значення m округляють до найближчого стандартного значення:

1 ряд 1,6; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0

2 ряд 1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7,0.

Великомодульні колеса не такі чутливі до спрацювання, менш чутливі до перевантажень, але плавність їх роботи значно гірша. Середнє значення m_n=1,75.

Обчислюємо сумарне число зубців передачі, попередньо визначивши кут нахилу лінії зуба з рекомендованих значень = 8...12⁰.

Кут =10⁰ обираємо довільно.

;

Значення округляється до меншого цілого числа, отже =140.

Фактичний кут нахилу лінії зубців:

; .

Обчислюємо значення Z₁ i Z₂: , .

Визначаємо розмір колового модуля: , .

Обчислене значення не округляється.

Знаходимо ділильні діаметри , діаметри вершин зубів і западин шестерні та колеса (мм):

де – коефіцієнт зміщення (0; + 0,2; +0,4).

Ділильні діаметри:

=1,79 · 33 = 59,07 (мм);

=1,79 · 107 = 191,53 (мм).

Діаметри вершин зубів:

= 59,07 + 2 · (1 + 0) · 1,75 = 62,57 (мм);

= 191,53 + 2 · (1 + 0) · 1,75 = 195,03 (мм).

Діаметри западин зубів шестерні та колеса:

= 59,07 – 2,5 · 1,75 = 54,70 (мм);

= 191,53 – 2,5 · 1,75 = 187,16 (мм).

Уточнюємо міжосьову відстань:

; .

Визначаємо ширину вінців зубчастих коліс (мм):

,

Визначаємо колову швидкість (м/с) і призначаємо ступінь точності передачі (див. табл. 2.4):

де – об./хв., – м; .

Таблиця 2.4 – Рекомендації щодо вибору ступеня