[1, стор.14];
[1, стор.13];
.
- для колеса:
В В
,
,
,
,
, [1, стор.14]
, тому що [1, стор.14];
[1, стор.13];
;
.
б) Допустимі напруги вигину [1, стор.15]:
для шестірні:
де
- межа витривалості;
- коефіцієнт довговічності;
YA - коефіцієнт, що враховує двостороннє додаток навантаження,
YR - коефіцієнт, що враховує вплив шорсткості;
Y? - Градієнт напружень;
Yx1 - коефіцієнт розмірів;
- коефіцієнт запасу міцності.
Межа витривалості обчислюємо за такою формулою:
;
Коефіцієнт довговічності враховує вплив ресурсу:
, за умови
де і - для покращених зубчастих коліс; - число циклів,
- еквівалентне число циклів навантажень,
де
с - число зачеплень з шестернею, з = 1,
n 2 - частота обертання шестерні, n 2 = 260 об/хв,
L h - термін служби, L h = 7100 год,
T H = момент на шестірні по контактній міцності,
,
, тому що зуби шліфовані [1, стор.15];
YA = 0,65, [1, стор.15]
[1, стор.15];
Градієнт напруг обчислюємо за формулою:
;
Коефіцієнт розмірів обчислюємо за формулою:
В
.
для колеса:
В В
, за умови
де і - для покращених зубчастих коліс;
Коефіцієнт розмірів обчислюємо за формулою:
В В
3.2 Проектувальний розрахунок циліндричної зубчастої передачі
Міжосьова відстань:
,
де Ка = 430 - косозубих коліс,; - у МПа.
- коефіцієнт ширини приймаємо з ряду стандартних чисел: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 залежно від положення коліс щодо опор. При симетричному розташуванні 0,315 ... 0,5. p> приймаємо 0,315 [1, стор.18].
;
Округлюємо до найближчого стандартного значення = 225 мм.
Модуль передачі.
мм,
з отриманого діапазону модулів приймають менше значення m, узгоджуючи його зі стандартним: мм.
Сумарне число зубів і кут нахилу.
Попередньо приймаємо кут нахилу зубів = 9 В°;
Сумарне число зубів розраховуємо за формулою:
.
Кількість зубів шестерні і колеса.
