2> N F 02, то приймаємо K FL 1=1, K FL 2=1.
За [1, таблиця 3.1] визначаємо допустиме напруження вигину, відповідне межі згинальної витривалості при числі циклів зміни напруг N F 0:
для шестерні [s] F 01=1,03 НВ 1ср=1,03? 285,5=294,1 Н / мм 2;
для колеса [s] F 02=1,03 НВ 2ср=1,03? 248,5=256 Н / мм 2;
Визначаємо допустима напруга вигину:
для шестерні
[s] F 1= K FL 1 [s] F 01=1? 294,1=294,1 Н / мм 2, для колеса
[s] F 2= K FL 2 [s] F 02=1? 256=256 Н / мм 2.
Далі передачу розраховуємо по меншому значенню допустимого напруги вигину з отриманих для шестерні і колеса. Таким чином:
[s] F =256 Н / мм 2.
3.3 Проектний розрахунок
Визначимо міжосьова відстань:
Де К а - допоміжний коефіцієнт;
T 2 - крутний момент на валу колеса, Н? м;
y a - коефіцієнт ширини вінця колеса;
K H b - коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба
a w ? 43? (3,15 + 1)? (311? 103? 1 / (0,25? 3,152? 514,32)) 1/3=137,14 мм,
Отримане значення округляємо до стандартного a w =140 мм.
Визначимо модуль зачеплення:
Де
К m - допоміжний коефіцієнт;
d 2=2 a w u / ( u + 1 )=2? 140? 3,15 / (3,15 + 1)=212,53 мм
ділильний діаметр колеса;
b 2=y a a w =0,25? 140=35 мм
ширина вінця колеса
m ? 2? 5,8? 311? 103 / (212,53? 35? 256)=1,89 мм.
Отримане значення модуля округляємо до стандартного m =2 мм.
Мінімальний кут нахилу зубів:
bmin=arcsin (3,5 m / b 2)=arcsin (3,5? 2/35)=11,54 °.
Сумарне число зубів шестерні і колеса:
z S=2 a w cosbmin / m =2? 140? cos (11,54 °) / 2=137,17.
Отримане значення округляємо в меншу сторону до цілого числа.
Уточнюємо дійсну величину кута нахилу зубів:
b=arccos ( z S m / (2 a w ))=arccos (137? 2 / (2? 140))=11,89 °.
Кількість зубів шестерні:
z 1= z S / (1 + u )=137 / (1 + 3,15)=33,01.
Отримане значення округляємо до найближчого цілого числа z 1=33.
Число зубів колеса:
z 2= z S - z 1=137 - 33=104.
Визначаємо фактичне передавальне число і йо...
