Методические указания к выполнению курсового проекта и расчётно-графических заданий по дисциплине «Деталям машин», страница 86

19.14. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

σ_F =  ≤[σ_F]

K_F – коэффициент нагрузки

K_F = K_Fβ∙ K_Fν

K_Fβ – коэффициент концентрации (см. табл. 14.6)

K_Fν  – коэффициент динамичности (см. табл. 14.7)

Y_F – коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентности чисел зубьев:

для шестерни Z_υ1 =

для колеса Z_υ2 =

По эквивалентному числу зубьев определяется коэффициент формы зуба Y_F (см. табл. 19.14.2)

Таблица 19.14.1

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

[σ_F1] = 1,03 HB₁

[σ_F2] = 1,03 HB₂

Находим отношение :

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, отношение которых меньше

σ_F = ≤[σ_F]

19.15. Диаметр отверстий для установки на вал.

d_ш = + 15,          [ММ]

d_k2 =  + 15,  [ММ]

для [τ] = (20…25) МПа

n₁ = n₂∙u[]w₁ = ; []

P₁ = ; [кВт]

η₁ – кид конической передачи

η₂ – кид подшипников качения

Т1 = [Н∙М]

Полученные значения d_ш, d_k2 округлить до ближайшего большого числа, оканчивающегося на 0 или 5

19.16. Диаметр ступицы колеса.

d_ст2 = 1,6∙d_к2

19.17. Толщина конического обода колеса от основания ножки зуба.

t = 0,2Rl – 1,2m_l

19.18. Длина ступицы.

l_ст2 = (1..1,5)d_k2

Диаметр облегчающих отверстий и их расположение определяется конструктивно.

Пример 1.

1.1.  Исходные данные:

§  передаточное число передачи  и = 2,5

§  мощность, передаваемая ведомым колесом P₂ = 3 Квт