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
,
-
при двобічному (реверсивна) -
=0,7...0,8;
-
коефіцієнт довговічності :
,
де
-базове
число циклів
=4000000;
-еквівалентне
число циклів :
,
де сумарне число циклів, - коефіцієнт еквівалентності ( див. табл.2.2);
Виходячи з даних табл. 2.2., при (СН) режимі навантаження КFE =0,06.
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.
Обчислюємо допустимі навантаження на згин.
Для
шестірні - 
;
Для
колеса -
.
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;
-
(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 по ширині зубчастих
вінців:
2.3. Значення коефіцієнтів I Kfb
|
|
|
|
|||
шестірні Kbd |
Kfb |
|
Kfb |
|
Kfb |
|
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 |
-- |
-- |
-- |
-- |
Відносна
ширина
Для
того, щоб скористатися таб.2.3., необхідно
розрахувати значення відносної ширини
шестірні Кbd
за формулою
;
Kbd=0,5*0,4*(3,8+1)=0,96 1; КНВ=1,57
Обчислюємо потрібну міжосьову відстань Аw, мм за допомогою одержаних даних.
На циліндричні зубчасті передачі міжосьову відстань Aw (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 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:
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 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 шестерні та колеса (мм):
де x-коефіцієнт зміщення (0; + 0,2; +0,4)
Ділильні діаметри :
d1=mt*z1=26,25*2,5396=66,7 (мм)
d2=mt*z2=99,77*2,5396=253,33 (мм).
Діаметри вершин зубів :
dа1=d1+2(1+х)*m=66,7+2*(1+0)*2,5=71,7 (мм).
dа2=d2+2(1+х)*m=253,33+2*(1+0)*2,5=258,33 (мм).
Діаметри западин зубів шестерні та колеса :
df1=d1-2,5(1,25-х)*2,5=66,7-7,81=58,89 (мм).
df2=d2-2,5(1,25-х)*m=253,33-7,81=245,52 (мм).
Уточнюємо міжосьову відстань :
;
Визначаємо
ширину вінців зубчастих коліс (мм)
b2=Kba*AW=0,4*160=64 мм; b1=b2*1,12=64*1,12=71,68 мм
Визначаємо колову швидкість (м/с) і призначаємо ступінь точності передачі
(
див.табл. 2.4)
де n1-
об/хв, d1
- м .
.