Допустимі контактні напруження на поверхнях зубців.

- колеса _H2= K_{HL2 HO2}= 1·1,8·248,5+67 = 514,3МПа.

- шестерні _H1= K_{HL1 HO1}= 1·1,8·285,5+67 = 580,9МПа.

де- _{H2, H1}-допустимі контактні напруження при базовому числі циклів, МПа

Приймаємо кінцеві допустимі напруження для колеса 514,3 МПа = _H

Допустимі напруження згину. Коєфіцієнт довговічності:

Шестерня : K_FL1=

Колесо :K_FL2=

N₂,N₁-дійсне число циклів зміни напружень у зубцях

4 10⁶-базове число циклів зміни напружень у зубцях

m-показник ступеня кривої втоми

Допустимі напруження згину зубців в передачі.

- колеса _F2= K_{FL2 FO2}, МПа

- шестерні _F1= K_{FL1 FO1}, МПа

де- _{F2, F1}-допустимі напруження згину при числі циклів 4·10⁵, МПа

_F1=1,03 НВ_сер=1,03 · 248,5=255,95 МПа.

K_{FL2 ,} K_FL1 - коефіцієнт довговічності.

_F2=1,03 НВ_сер=1,03 285,5=294,06 МПа.

Приймаєм кінцеві допустимі напруження для колеса 256 МПа, для шестерні 294,06 МПа.

2.2. Шевронний редуктор.

Геометричні параметри передачі.

Міжосьва відстань передачі:

а_w=Ка (U+1) ,мм

де - Ка – коефіцієнт, що характеризує тип передачі, для прямозубої Ка = 49,5;

K_HB- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця при розрахунку на контактну втому. Попередньо приймаємо по табл. 3.1. значення K_HB = 1,15.

Т₂ – крутний момент на веденому валу передачі, Нм;

- коефіцієнт ширини зубчастого вінця в частках між осьової відстані, = 0,4;

U – передаточне число передачі, U = 3,15;

- допустиме контактне напруження;

Коефіцієнт

= 0,5 ;

де - коефіцієнт ширини зубчастого вінця в частках між осьової відстані.

= 0,5

Отже,

a_w = 43 (4,78 + 1) = 124,27 мм

Приймаємо міжосьову віддаль із стандартного ряду a_w = 125 мм.

Модуль передачі

m = (0,01....0,02) а_w =(0,01.....0,02) 125 = 1,25...2,5 мм.

Приймаємо m = 2 мм.

Сумарне число зубців передачі

Z_сум =

Приймаємо Z_сум 114

a_w = міжосьова віддаль, мм

m-модуль передачі

Число зубців шестерні

Z₁ =

Приймаємо Z₁=20 зубців

де: Z_сум - сумарне число зубців передачі;

U – передаточне число передачі.

Число зубців колеса

Z₂=Z_сум –Z₁=114 – 20 = 94

де: Z_сум – сумарне число зубців передачі;

Z₁ – число зубців шестерні.

Ділильні діаметри шестерні та колеса.

d₁ = m Z₁ = 43,86 мм;

d₂ = m Z₂ = 206,14 мм.

де- m нормальний модуль;

Z₁, Z₂ – число зубців шестерні та колеса.

Міжосьова відстань передачі

а_w= 0,5(d₁+d₂) = 0,5(43,86+206,14) = 125 мм.

де d₁,d₂ – ділильні діаметри шестерні та колеса, мм.

Діаметри вершин і впадин

d_a1= d₁+2m =43,86+2 · 2 = 47,86 мм.

d_a2= d₂+2m = 206,14+2 · 2 = 210,14 мм.

d_f1=d₁-2,5m=43,86 -2,5 · 2= 38,86 мм.

d_f2=d₂-2,5m=206,14 – 2,5· 2= 201,14 мм.

де d₁,d₂ – ділильні діаметри шестерні та колеса, мм.

де- m нормальний модуль;

Ширина вінця колеса

b₂ = 0,4 125= 50 мм.

де - коефіцієнт ширини зубчастого вінця в частках між осьової віддалі;

а_w – міжосьова відстань передачі, мм

Ширина вінця шестерні

b₁ = b₂+2 =50 + 2 = 52 мм;

де b₂- ширина вінця колеса, мм.

2.3. Кінематичні параметри передачі

Фактичне передаточне число передачі

U_ф =

де Z₁ Z₂ - число зубців шестерні та колеса.

Відхилення від заданого передаточного числа

Частота обертання та кутова швидкість веденого вала

об/хв.;

рад/с;

де n₁ – частота обертання шестерні, об/хв.;

- кутова швидкість ведучого вала, рад/с;

U_ф – фактичне передаточне число передачі.

Колова швидкість передачі

V₁= м/с;

де d₁ – ділильний діаметр шестерні, мм.

- кутова швидкість ведучого вала, рад/с.

Вибираю 8 – й ступінь точності.