приймаємо [1, С. 33].
. Допустимі контактні напруги:
МПа; (2.5)
МПа.
5. З рекомендованого ряду значень приймаємо відповідно до стандарту. p> Визначимо коефіцієнт ширини вінця по діаметру:
.
. Попередньо з таблиці 3.1 [1] приймаємо значення коефіцієнта навантаження .
З умови контактної витривалості зубів визначимо міжосьова відстань. Допустимі контактні напруги приймемо для колеса, так як вони менше. br/>
, (2.6)
,
Приймаються за стандартом [2, С. 20].
. Визначимо модуль зачеплення:
(2.7)
приймаємо за стандартом m = 1.75 мм. [2, С. 21]. p>. Кількість зубів коліс і фактичне передавальне число
Сумарне число зубів шестерні і колеса:
= 2.80/1.75 = 91; (2.8)
Кількість зубів шестірні:
= 91/(5 +1) = 18 (2.9)
Кількість зубів колеса:
(2.10)
Фактичне передавальне число:
(2.11)
. Геометричні параметри коліс:
Ділильний діаметр шестірні = 18.1, 75 = 31,5 мм; (2.12)
колеса = 73.1, 75 = 127,7 мм.
Діаметр вершин зубів шестерні
(2.13)
колеса
Діаметр западин шестерні. (2.14)
колеса
Ширина вінця колеса, (2.15)
шестерні (2.16)
Значення коефіцієнта (2.17)
. Окружна швидкість шестерні:
(2.18)
При такій величині швидкості приймаємо для передачі 8-ю ступінь точності з таблиці 3.4 [1].
. Уточнимо значення коефіцієнта навантаження:
В
де з таблиці 3.5 [1] для твердості НВ <350 і симетричного розташування коліс; з таблиці 3.6 [1] для прямозубой передачі при швидкості V <5 м/с і твердості НВ <350.
. Величина розрахункових контактних напруг:
(2.19)
, що припустимо. (2.20)
. Межа витривалості при від нульовому циклі вигину і коефіцієнт безпеки (табл. 3.9 [1]):
HB;.
Для штампованих заготовок
. Допустимі напруги вигину:
для шестірні;. (2.21)
для колеса
15. Визначимо коефіцієнт навантаження (табл. 3.7, 3.8 [1]):
(2.22)
. Встановимо колесо пари, для якого буде продовжений розрахунок. p> Коефіцієнти форми зубів, виконаних без зміщення (Х = 0), [1, с. 42]. br/>
при при z2 = 73;
= 57,9 МПа;. (2.23)
57,6 МПа.
отже, зуби колеса менш міцні, розрахунок виробляємо для нього.
. Перевірка зубів колеса на витривалість при згині:
(2.24)
Розрахун...
