2 В· HB +70 [2]
Для шестірні:
Пѓ 0 н limb 1 = 2.215 + 70 = 500 МПа.
Для колеса:
Пѓ 0 н limb 2 = 2.195 + 70 = 460 МПа.
б) для напруг вигину
Для термообробки поліпшення і нормалізація:
Пѓ 0 F limb = 1,8 НВ; [2]
Пѓ 0 F limb1 = 1,8 В· 215 = 387 МПа;
Пѓ 0 F limb2 = 1,8 В· 195 = 351 МПа.
3.6 Визначаємо допустимі контактні напруги:
;
- коефіцієнт запасу.
При термообробці нормалізація та покращення приймаємо [2]
МПа;
МПа;
Для шевронних передач, згідно рекомендації книги [2]
МПа ; p> [2]
МПа> 393 МПа;
Так як, то приймаємо МПа.
3.7 Визначаємо допустимі напруження згину:
В
де - коефіцієнт, що залежить від імовірності безвідмовної роботи. Приймаються = 1,75 [2]
- коефіцієнт, що залежить від способу виготовлення заготовки, Для прокату = 1,15 [2]
МПа;
МПа.
3.8 Проектний розрахунок циліндричної прямозубой передачі.
3.8.1 Визначаємо міжосьова відстань з умови забезпечення контактної міцності зуба.
; br/>
Попередньо приймаємо До НОІ = 1,1 [2]
ОЁ ba -ширина зубчастого вінця;
Приймаємо для прямозубой передачі ОЁ ba = 0,4 і К а = 43 [2]
мм; p> Приймаються найближче стандартне значення а W ГОСТ = 125 мм [2]
3.8.2 Визначаємо модуль зачеплення:
m n = (0,01 ... 0,02) В· а W = (0,01 ... 0,02) В· 125 = 1,25 ... 2 , 5 мм
приймаємо m n = 2 мм [2]
3.8.3 Визначаємо основні параметри зубчастих коліс:
а) призначаємо кут нахилу зубів
ОІ = 30 Вє [2]
б) визначаємо значення торцевого модуля
мм ; br/>
в) сумарна кількість зубів:
Z ОЈ =
г) уточнюємо значення m t і ОІ:
мм ; <В
ОІ Вє = 30,23066 Вє
д) число зубів шестірні:
Z 1 = Z ОЈ /(u +1) = 108/(5,01 +1) = 18;
число зубів колеса:
Z 2 = Z ОЈ - Z 1 = 108 - 18 = 90;
Перевірка: а W = (Z 1 + Z 2 ) В· m t /2;
125 = (18 + 90) В· 2,3148/2;
125 = 125;
е) діаметри ділильних кіл
d = m t В· z;
d 1 = 2,3148 В· 18 = 41,666 мм;
d 2 = 2,3148 В· 90 = 208,332 мм;
ж) діаметри кіл вершин:
d a1 = d 1 + 2 В· m n = 41,666 + 2.2 = 45,666 мм;
d a2 = d 2 + 2 В· m n = 208,332 + 2.2 = 212,332 мм;
з) діаметри кіл западин:
d f 1 = d 1 - 2,5 В· m n = 41,666 - 2,5 В· 2 = 36,666 мм;
d f 2 = d 2 - 2,5 В· m n = 208,332 - 2,5 В· 2 = 203,332 мм;
і) ширина колеса і шестірні:
b 2 = ОЁ ba В· a W = 0,4 В· 125 = 50 мм;
b 1 = b 2 + 4 ... 8 = 50 + 4 ... 8 = 54 ... 58 мм;
Приймаються b 1 = 55 мм.
3.9 Перевірочний розрахунок шевронной зубчастої передачі.
3.9.1 Уточнюємо коефіцієнт навантаження:
Для відносини ОЁ bd = b 2 /d 1 = 50/41, 666 = 1,2, при несиметричному розташуванні коліс щодо опор, До НОІ = 1,15 [2]
3.9.2 Визначення окружної швидкості коліс і ступеня точності передачі:
м/с;
Приймаються 8-ю ступінь точності за ГОСТ 1643-81 [2]
3.9.3 Визначаємо коефіцієнт навантаження:
K H = K HОІ В· K HО± В· K HV = 1,15 В· 1,13 В· 1,01 = 1,31;
де K HО± - коефіцієнт нерівномірності навантаження між зубами;
K HО± = 1,13 [2]
K HV - коефіцієнт динамічного навантаження,
K HV = 1,01 [2]
3.9.4 Обчислюємо фактичні контактні напруги
МПа ; <В
Приймаються b 2 = 45 мм, тоді
МПа
В
Приймаються b 1 = 50 мм і уточнюємо ОЁ bd = b 2 /d 1 = 45/ 41,666 = 1,08.
3.9.5 Перевіряємо зуби на витри...
