4. Смещение в конической передачи.

В связи с тем, что при разности твердости активных поверхностей Н₁-Н₂>100НВ принимаем .

Коэффициенты тангенциального смещения:

(111)

(112)

5. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев.

Уточним величину по формуле (94):

По табл. 2.14. [1] для .

Средняя окружная скорость зубчатых колес передачи:

(113)

Тогда по табл. 2.11. [1] принимаем 9-ю степень точности передачи.

Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку при расчете по контактным напряжениям, принимаем по табл. 2.13. [1] равным .

Окружная сила в зацеплении при :

(114)

Тогда расчетные контактные напряжения:

(115)

Сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев обеспечивается, так как выполняется условие:

(116)

2.2.6 Допускаемые напряжения изгиба при расчете на сопротивлении усталости зубьев при изгибе.

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба , соответствующей абсциссе точки перелома кривой усталости для напряжений изгиба, по табл. 2.4. [1] для варианта т.о. IV:

Для шестерни (т.о. улучшение + цементация + закалка) ;

Для колеса (т.о. улучшение + закалка ТВЧ) при

Коэффициент безопасности по табл. 2.4. [1]: для шестерни ; для колеса .

Коэффициент приведения по табл. 2.3. [1]:

Эквивалентное число циклов нагружения при расчете по напряжениям изгиба для шестерни и колеса при числе зацеплений за один оборот зуба шестерни и зуба колеса :

(117)

(118)

Базовое число циклов нагружения (абсцисса точки перелома кривой усталости для напряжения изгиба) для всех видов термообработки , тогда:

(119)

(120)

(121)

Коэффициент , учитывающий двухстороннее приложение нагрузки, принимаем равным , так как передача не реверсивная.

Тогда допустимые напряжения изгиба по формуле:

(122)

(123)

7. Проверочный расчет передачи на сопротивление усталости зубьев при изгибе.

По табл. 2.14. [1] для и роликовых опор при твердости активных поверхностей зубьев (Н₁>45HRC_Э и Н₂>45HRC_Э) для передачи с прямыми зубьями коэффициент .

Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, принимаем по табл. 2.13. [1] равным .

Коэффициент учитывающий влияние вида зубьев конической передачи, для конической передачи с круговыми зубьями определим по формуле:

(124)

Числа зубьев эквивалентных цилиндрических прямозубых колес (эквивалентное число зубьев) :

(125)

(126)

Коэффициент формы зуба и концентрации напряжений , согласно рис. 2.20. [1] в зависимости от числа зубьев z при коэффициенте смешения исходного контура х: для шестерни ; для колеса .

Тогда расчетные напряжения при изгибе в опасном сечении зуба шестерни и колеса конической передачи будут:

(127)

(128)

Сопротивление усталости зубьев при изгибе обеспечивается, так как выполняется допустимое условие:

(129)

(130)

7. Геометрический расчет конической передачи.

Окружная толщина зуба в расчетном сечении

(131)

(132)

Внешняя высота головки зуба:

(133)

(134)

Внешняя высота ножки зуба:

(135)

(136)

Угол ножки зуба:

(137)

(138)

Угол головки зуба:

(139)

(140)

Угол конуса вершин:

(141)

(142)

Угол конуса впадин:

(143)

(144)

Увеличение высоты головки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец:

(145)

(146)

Внешняя высота головки зуба:

(147)

(148)

Увеличение высоты ножки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец:

и

Внешняя высота головки зуба:

(149)

(150)

Внешняя высота зуба:

мм (151)

(152)

Расчет выполнен правильно, так как:

(153)

Внешний диаметр вершин зубьев:

(154)

(155)

Внешний диаметр впадин зубьев:

(156)

(157)

Расчетное базовая расстояние (от вершины делительного конуса по плоскости, в которой расположена внешняя окружность вершин зубьев):

(158)

(159)