Page 68 - 394-_

   K  217 8 , , 0  75  163 3 , МПа.
HP HP 0 HL
При розрахунку зубців колеса на втому при згині для
бази випробовувань N  10 6 і реверсивного навантаження
FO
допустиме напруження (табл. 4.18):

  , 0 08   , 0 25   , 0 08  275  , 0 25  200  72 МПа .
FP 0 B T
Коефіцієнт довговічності.
10 6 10 6
K  9  9  6 , 0 .
FL 8
N , 1 002 10
FE
N FE – загальне число циклів навантаження зубця; N FE=N HE.
Отже, для зубців черв’ячного колеса допустиме
напруження на згин
    K  72 6 , 0  43 2 , МПа .
FP FP0 FL
У проектному розрахунку визначаємо міжосьову
відстань передачі. При передавальному числі u 9 число
витків черв’яка z  4 (табл. 4.19). Тоді число зубців
1
черв’ячного колеса: z  u  z  9  4  36 .
2 1
Допоміжний коефіцієнт K  310 МПа - при сталевому
a
черв’яку та бронзовому вінці колеса.
Коефіцієнт діаметра черв’яка
q  , 0 ( 22 ... ) 4 , 0  z  , 7 92 ... 14 4 , .
2
Приймаємо стандартний коефіцієнт q 10 (табл. 4.20).
Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по
ширині вінця черв’ячного колеса, отримаємо за формулою:
3 3
 z 2   36 


K  1    1    , 1 14 ,
H 
    70 
де  - коефіцієнт деформації черв’яка (табл. 4.21).
Міжосьова відстань
 z  T  K H q  2
2
a  K  2  1 3  
w a   2 2
 q  z  HP
2

 36  107 4 , , 1  14 10 2
 310    1   3  100 8 , мм .
2
 10  36  163 3 , 2
68