Определение предела контактной выносливости:

=1150 МПа;

=1035 МПа;

Коэффициент надёжности принимаем равным:

Определение допускаемых контактных напряжений:

Z R Z v Z L Z X = 0 ,9;

;

;

Принимаем для дальнейших расчётов меньшее

Выберем предел выносливости при изгибе из таблиц стандартных значений:

;

Коэффициент запаса прочности принимаем равным: ;

Базовое число циклов напряжений равно:

Определение коэффициента долговечности : ; ;

=0,5 ;

=0,6 ;

Коэффициент , учитывающий способ получения заготовки (для поковок и штамповок) ;

Коэффициент , учитывающий шероховатость переходной поверхности (при цементации ;

Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса :

;

;

Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки).

Определим допускаемые изгибные напряжения:

;

;

;

Определим допускаемые контактные напряжения при проверке прочности под действием максимальной (пиковой) нагрузки для закалённых по контуру колёс :

[S]Hmax1 = 44 НRCэ1 = 44·50 = 2200 МПа;

[S]Hmax2 = 44 НRCэ2 = 44·45 = 1980 МПа;

Определим допускаемые напряжения при проверке изгибной прочности под действием максимальной (пиковой) нагрузки :

;

;

2.3 Проектировочный расчёт.

Определим вращающий момент на шестерне:

Определение начального диаметра шестерни :

, где

,

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий ,

- коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра,

, тогда

;

Определение модуля зацепления :

;

По первому ряду ближайший стандартный модуль m=1мм , тогда начальные диаметры:

_;

;

Mежосевое расстояние : .

2.3 Проверочный расчёт

Проверка передачи на контактную выносливость:

Определим коэффициент торцевого перекрытия:

Определим коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

= = 0.87 ;

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колёс примем:

Определим коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:

При отсутствии смещения

Окружная сила на делительном цилиндре равна:

Окружная скорость:

Определим ширину зубчатого венца:

Округлим до ближайшего целого значения:

Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку примем:

(при равномерной нагрузке);

Коэффициент, учитывающий влияние модификации профиля и вида зубьев:

;

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:

Для седьмой степени точности по нормам плавности и модуля m=1 ;

Определим удельную окружную динамическую силу:

;

;

Определим коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку:

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями примем:

(для прямозубых передач) ;

Определим коэффициент нагрузки :

Контактное напряжение в полюсе зацепления равно :

Сравнение действующих контактных напряжений с допускаемыми:

Есть недогрузка .Уменьшать ширину колеса не целесообразно.

Проверим зубья на изгибную выносливость :

Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, в случае отсутствия смещения для прямозубых колёс равен:

для шестерни:

для колеса:

Коэффициент , учитывающий наклон зуба, при = 0° равен 1.

Коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых колёс равен 1.

Для случая равномерной нагрузки двигателя примем коэффициент внешней динамической нагрузки = 1.

Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, с инженерной точностью может быть принят равным : .

Коэффициент определим по формуле:

Для прямозубых колёс Тогда :

Коэффициент расчетной нагрузки:

;

В результате местное изгибное напряжение :

на шестерне :

;

на колесе :

Проверим зацепление на контактную прочность при действии максимальной нагрузки. Для этого определим наибольшее контактное напряжение и сравним его с меньшим из допускаемых напряжений, рассчитанных для шестерни и колеса:

Для проверки передачи на изгибную прочность при действии максимальной нагрузки рассчитаем действующие напряжения отдельно для шестерни и колеса и сравним их с соответствующими допускаемыми напряжениями: