> = 365 2 8 10 0,85 = 29784 годин;
N = 365 ? , (2.20)
N = 365 ? = 365 29784 150 = 1,6 10 9 ,
N = 365 ? = 365 29784 50 = 1,4 10 3 ,
тому >, То приймаємо = 1,
тому >, То приймаємо = 1. p> Таким чином, у формулах (2.15), (2.18), і розраховують за формулами, узятим з таблиці 6 [1].
; (2.21)
Таким чином, допустима контактна напруга матеріалу шестерні і колеса дорівнюють
= 1 360,4 = 360,4 ,
= 1 389,2 = 389,2 .
При подальших розрахунках, визначаючи геометричні параметри зубчастої передачі, використовується середнє значення допустимого контактного напруги:
= 0,45 ( + ) = 0,45 (360,4 +389,2) = 337,32 .
2.2.5 Визначення допустимих напружень від вигину матеріалів шестерні та колеса
Величина допустимого напруги вигину для зубів шестерні і колеса знаходяться за формулами:
, (2.22)
, (2.23)
= 4 - число циклів зміни напруг для всіх сталей. p> Якщо N >, то приймаємо K FL = 1 .
Величину визначаємо з таблиці 6 [1] за формулою залежно від нВср.
=, (2.24)
=;
=,
=.
Розрахунок модуля зачеплення для відкритих зубчастих передач виконуємо за меншим із значень.
2.2.6 Визначення геометричних параметрів зачеплення
Розрахунок зубчастої передачі проводиться в 2 етапи: первинний розрахунок - проектний, другий - перевірочний.
Проектний розрахунок виконується по допускаються контактним напруженням з метою визначення геометричних параметрів зубчастого зачеплення.
а) Визначення міжосьової відстані:
a > K , (2.25)
де K = 430 - для косозубих передач [1];
- коефіцієнт ширини колеса по міжосьовому відстані, що визначається за формулою:
, (2.26)
де - коефіцієнт ширини колеса (визначаємо з таблиці 9 [1]):
=,
K-коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба, визначається за таблицею 10 [1], за умовою
В
= 1,04;
Т - момент на відомому валу.
a > 100 мм
приймаємо a = 100 мм по стандартному ряду.
б) Знаходимо модуль зачеплення.
m = (0,01-0,02) 100 = (1-2) мм .
отримане число округляємо до стандарту за таблицею 12 [1], приймаємо m = 1,5 мм. p align="justify"> в) визначаємо ширину вінця шестерні і колеса...
