ієнт довговічності;
[S H ] - коефіцієнт безпеки;
по [1, c.33]: До HL = 1; [S H ] = 1,1.
Визначаємо Пѓ Hlimb по табл.3.2 [1, c.34]:
Пѓ Hlimb = 2НВ +70; (3.2)
Пѓ Hlimb1 = 2 Г— 270 +70; Пѓ Hlimb1 = 610МПа;
Пѓ Hlimb2 = 2 Г— 250 +70; Пѓ Hlimb1 = 570МПа.
Зробивши підстановку у формулу (3.1) отримаємо
; МПа;
; МПа.
Визначаємо допустиме розрахункове напруження за формулою (3.10) [1, c.35]:
(3.3)
;
МПа.
Визначаємо міжосьова відстань передачі за формулою (3.7) [1, c.32]:
(3.4)
де К а - числовий коефіцієнт;
До HОІ - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця;
- коефіцієнт ширини;
Т 2 - обертаючий момент на колесі (за схемою приводу Т 2 = Т 3 )
Вибираємо коефіцієнти:
До а = 43 [1, c.32];
До HОІ = 1,1 [1, c.32, табл.3.1];
= 0,315 призначаємо по ГОСТ2185-66 з урахуванням рекомендацій [1, c.36];
Т 2 = Т 3 = 218,69 Нм.
Підставивши значення у формулу (3.4) отримаємо:
; мм;
Приймаються остаточно по ГОСТ2185-66 [1, c.36]
мм.
Визначаємо модуль [1, c.36]:
(3.5)
;
;
Приймаємо по ГОСТ9563-60 модуль m n = 2,0 мм [1, c.36]
Визначаємо сумарне число зубів за формулою (3.12) [1, c.36]:
(3.6)
Приймаються попередньо ОІ = 12 Вє (ОІ = 8 Вє ... 12 Вє), тоді cosОІ = 0,978
;;
Приймаються зуба.
Визначаємо число зубів шестерні і колеса за формулами (3.13) [1, c.37]:
;
;;;
;
;.
Уточнюємо фактичне передавальне число
;
;
Визначаємо відхилення передавального числа від номінального
В
;.
Допускається О”U = В± 3%
Уточнюємо кут нахилу зубів по формулі (3.16) [1, c.37]:
(3.7)
;;.
Визначаємо ділильні діаметри шестерні і колеса за формулою (3.17) [1, c.37]:
(3.8)
; мм;
; мм.
Перевіряємо міжосьова відстань
(3.9)
; мм.
Визначаємо інші геометричні параметри шестерні і колеса
;;
;; (3.10)
; (3.11)
мм;
; мм;
; мм;
; мм;
; мм;
; мм;
; мм
; мм;
; мм;
; мм.
Перевіряємо дотримання умови (т.к. ОЁ ba <0,4)
;
;;
0,315> 0,223
Значить, умова виконується.
Визначаємо окружні швидкості коліс
В
; м/с;
;
; м/с;
м/с.
Призначаємо точність виготовлення зубчастих коліс - 8В [1, c.32].
Визначаємо фактичне контактне напруження за формулою (3.6) [1, c.31]
(3.12)
де К Н - коефіцієнт навантаження:
До Н = До НО¬ Г— До НОІ Г— До Н u ;
До НО¬ - Коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубами;
До НОІ - коефіцієнт, враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині;
До Н u - коефіцієнт, враховує динамічну навантаження в зачепленні.
Уточнюємо коефіцієнт навантаження
До НО¬ = 1,09; [1, c.39, табл.3.4]
До Н u = 1; [1, c.40, табл.3.6]
;;,
тоді До НОІ = 1,2; [1, c.39, табл.3.7]
До Н = 1,09 Г— 1,2 Г— 1; До Н = 1,308. p> Зробивши підстановку в формулу (3.12) отримаємо
;
МПа.
Визначаємо О”Пѓ Н
;
; недовантаження,
що допускається.
Визначаємо сили в зачепленні
- окружна
; (3.13)
; Н;
- радіальна
; (3.14)
; Н;
- осьову
; (3.15)
; Н.
Практика показує, що у зубчастих коліс з НВ <350 витривалість на згин забезпечується з великим запасом, тому перевірочний розрахунок на витривалість при вигині не виконуємо.
Всі обчислені параметри заносимо в табл.2. Таблиця 2
Параметри закритою зубчастої передачі
Параметр
Шестерня
Колесо
m n , мм
2
ОІ Вє
10 Вє 16 '
<...
