-коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса щодо міжосьової відстані за ГОСТ2186-66 [1, стор.92, табл.6.3],
- коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса щодо діаметра:
Приймаємо а=160 мм по ГОСТ 21185-66 [1, стор.94]
2.16 Визначимо модуль, мм
=(0,01? 0,02)? 160=1,60? 3,2 мм
Приймаються по ГОСТ 9563-60 [1, стор.93]
2.17 Визначимо сумарне число зубів
2.18.Определім число зубів шестерні і колеса
Приймаємо 42
Приймаємо 118
2.19 Уточнимо міжосьова відстань, мм
Приймаємо а=160 по ГОСТ 21185-66 [1, стор.94]
2.20 Визначимо розрахункові контактні напруги, МПа
- коефіцієнт форми сполучених поверхонь зуба:
ZH=1,76 - для прямозубой передачі
- коефіцієнт торцевого перекриття:
- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній
КНa=1,0 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами для прямозубой передачі [1, стор.97, табл.6.6]
- ширина вінця зубчастого колеса, мм:
мм,
ділильні діаметри:
d3=mz3=2? 42=84 мм,
- окружна швидкість передачі, м/с
м/с,
КНv=1,05- коефіцієнт динамічного навантаження, що виникає в зачепленні [1, стор.98, табл.6.7]
МПа
Величина розрахункового контактного напруги повинна бути в межах:
умова розрахунку по контактним напруженням виконується
- 100%
- Х%
X=9.6% lt; 15% недовантаження
2.21 Визначимо допустиме напруження вигину зубів шестерні і колеса, МПа
- межа витривалості зубів при згині, відповідний базовому числу циклів напружень, МПа:
[1, стор.88, табл.6.1]
МПа
МПа,
- коефіцієнт довговічності [1, стор.90],
- коефіцієнт впливу двостороннього програми навантаження [1, стор.90],
SF - коефіцієнт безпеки.
SF=S`F S``F
- коефіцієнт нестабільності властивостей матеріалу зубчастого колеса і відповідальності зубчастої передачі [1, стор.90],
- коефіцієнт способу отримання заготовки зубчастого колеса:
- [1, стор.91]
YS=1,035 - коефіцієнт градієнта напружень і чутливості матеріалу до концентрації напружень [1, стор.91, табл.6.2]
[s] F1=504? 1? 0,7? 1,035/1,75=209 МПа
[s] F2=468? 1? 0,7? 1,035/1,75=194 МПа
2.22 Визначимо розрахункове напруга вигину зубів шестерні і колеса, МПа
- коефіцієнт форми зуба:
; -
МПа
МПа
так як відношення [s] F2/YF2 lt; [s] F1/YF1, то подальший розрахунок ведемо по зубах колеса
, МПа
b - коефіцієнт нахилу зуба,
Yb=1 для прямозубой
- коефіцієнт розподілу навантаження між зубами:
для 8 ст. точності [1, стор.99],
KFb=1,15- коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині вінця [1, стор.99, табл.6.9],
KFv=1,25- коефіцієнт динамічного навантаження [1, стор.99, табл.6.10],
- ширина вінця шестерні, мм:
b1=b2 + 5=45 + 5=50 мм;
МПа
- умова розрахунку по згинальних напружень виконується
2.23 Визначимо сили, що діють в зачепленні (1стор, 95)
кН
кН
Радіальна сила, кН
,
де - кут зачеплення [1, стор.96]
Fr=Ft * tga=3.77 * tg20 °=1.35 кН
Fr=Ft * tga=3.65 * tg20 °=1.34 кН
2.24 Визначимо геометричні параметри
Торцевий модуль, мм
Ділильний діаметр, мм
d1=2? 42=84 мм,
d2=118? 2=236 мм;
Діаметр вершин зубів, мм
1== 84 + 2? 2=88 мм,
da2=236 + 2? 2=240 мм;
Діаметр западин зубів, мм
1=84 - 2,5? 2=79 мм,
df2=236-2,5? 2=231 мм;
Крок нормальний, мм
мм
Окружна товщина зубів, мм
мм
Ширина западин зубів, мм
Висота зуба, мм
Висота ніжки зуба, мм
Висота головки зуба
мм
...
