де Y?- Коефіцієнт, що враховує перекриття зубів для косозубих передач Y? =0,65.
? F2=(2,6? 7283,229)/(63? 2,5)? 3,59? 0,91? 0,65=255,309? 306,97 М · Па
умова виконується;
в зубах шестерні:
? F1 =? F2? YFS1/YFS2? [? ] F1 (72)
? F1=201,523? 3,80/3,59=213,311? 352,676 М · Па
умова виконується.
перевірки уваги не міцність зубів при дії пікового навантаження: метою розрахунку є запобігання залишкових деформацій або крихкого руйнування поверхневого шару або самих зубів при дії пікового моменту Тпік. Дія пікових навантажень оцінюють коефіцієнтом перевантаження Тпер=Тпік/Т.
Коефіцієнт перевантаження характеризує режим навантаження; його приймаємо відповідно до таблиці 24.9/1, с.459 /.
Для запобігання залишкових деформацій або крихкого руйнування поверхневого шару контактне напруження? Hmax не повинно перевищувати допустимої напруги [? ] Hmax;
? Hmax =? Н? ? Кпер? [? ] Hmax,
де допустиме напруження [? ] Hmax при поліпшенні рівний 2,8? ? Т,? Т приймають відповідно до таблиці 2.1/2, с.12 /.
[? ] Hmax=2,8? 540=+1512 М · Па
? Hmax=605? ? 2,2=897,36 М · Па
Для запобігання залишкових деформацій і крихкого руйнування зубів напругу? Fmax вигину при дії пікового моменту не повинно перевищувати допустиме [? ] Fmax.
? Fmax =? F? Кпер? [? ] Fmax (73)
Перевірку виконують для зубів шестерні і колеса окремо. Допустиме напруження вирахують залежно від виду термічної обробки і можливої ??частоти додатка пікового навантаження:
[? ] Fmax=(? Flim? YNmax? Kst)/Sst, (74)
де? Flim - межа витривалості при згині;
YNmax - максимальне можливе значення коефіцієнта довговічності, приймаємо YNmax=4 - для поліпшених сталей;
kst - коефіцієнт впливу частот додатки пікового навантаження, приймаємо у разі одиничних перевантажень рівним 1,3;
Sst - коефіцієнт запасу міцності (зазвичай Sst=1,75).
Обчислюємо межа витривалості при вигині для зубів шестерні:
[? ] F1max=(? F1lim? YN1max? Kst1)/Sst1
? ] F1max=(499,625? 4? 1,3)/1,75=1484,6 М · Па
обчислюємо межу витривалості при вигині для зубів колеса:
[? ] F2max=(? F2lim? YN2max? Kst2)/Sst2
[? ] F2max=(434,875? 4? 1,3)/1,75=1292,2 М · Па
Таким чином, обчислимо напруга? Fmax вигину при дії пікового моменту;
для шестірні:
? Fmax1=213,311? 2,2=469,285? 1484,6 М · Па (75)
умова виконується;
для колеса:
? Fmax2=255,309? 2,2=561,16798? 1292,2 М · Па
умова виконується.
3.2 Проектний розрахунок валів
. 2.1 Швидкохідний вал
d? 8 ??? T (76)
dП? d + 2? tкон (77)
dБП? dп + 3? r (78)
d? 8? 4,144=33,154? 32 мм
Обчислені значення діаметрів округлюють у найближчу сторону до стандартних відповідно до таблиці 24.1/2, с.452 /. Висоту tкон заплечика, координату r фаски і розміри f мм фаски колеса приймають відповідно з таблицями 24.10 - 24.19/2, с.459 - 467 /.
dП? 32 + 2? 2=36 мм
dБП? 36 + 3? 2,5=44 мм
3.2.2 Тихохідний вал
d? 6 ??? T
dП? d +2? tкон
dБП? dп +3? r
d? 6? 6,566=39,396? 40 мм
dП? 32 + 2? 2=36 мм
dБП? 36 + 3? 2,5=44 мм
Діаметри решт швидкохідного і тихохідного валу узгодять з діаметрами валів у відповідності з таблицею 24.27/2, с.475 /.
Для викреслювання ескізної компонування попередньо можна приймати:
довжину 1ст маточини колеса - циліндричного 1ст? b2;
довжину посадкового кінця вала 1МБ=1МТ=1,5? d
для швидкохідного валу:
МБ=1МТ=1,5? 32=48 мм
для тихохідного валу:
МБ=1МТ=1,5? 40=60 мм
