4. Определяем условное допускаемое контактное напряжение (мПа) по формуле:

[σ_H ] = 0,45([σ_H1] + [σ_H2]) = _________________________________________ учитывая что [σ_H ] ≤ 1,23[σ_H2]_________________________________________

5. Определяем базовый предел выносливости зубьев при изгибе σ_{F lim b} (МПа) для шестерни и колеса раздельно по формулам:

σ_{F lim b1} = 550 МПа;

σ_{F lim b2} = 1,75Н_2ср = _________________________________________________

6. Определяем допускаемые напряжения изгиба зубьев (мПа) для шестерни и колеса определяем раздельно по формулам

[σ_F1] = σ_{F lim b1} Y_N ·Y_A / S_F = __________________________________________

[σ_F2] = σ_{F lim b2} Y_N ·Y_A / S_F = _________________________________________,

где Y_N — коэффициент долговечности, для учебных расчетов примем Z_N ≈ 1; Y_A — коэффициент реверсивности нагрузки, Y_N = 1 при нереверсивной работе;

S_F — коэффициент запаса прочности, S_F = 1,7 (улучшенные, объемно-закаленные колеса с однородной структурой материала).

2. Проектировочный расчет

Все полученные значения параметров, без указаний, округляют до ближайшего большего стандартного числа по ГОСТ 6636-69 (целого четного или кратного 5)

1. Определяем делительный диаметр шестерни (мм) по формуле:

= _________________________

____________________________________________________________________

где М₁ — вращающий момент, действующий на валу шестерни, Н·м;

Ψ_bd — коэффициент ширины зубчатого венца относительно диаметра, выбирается из ряда (выбранное значение подчеркнуть¹):

Ψ_bd = 0,8; 1,0; 1,2; 1,4;

К_Нβ — коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, выбирается из ряда:

Ψ_bd 0,8; 1,0; 1,2; 1,4.

K_Hβ 1,26; 1,4; 1,6; 1,8.

К_d — вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К_d = 675 КПа^{1/ 3};

и_зуб — передаточное число зубчатой передачи.

Полученное значение округляют до ближайшего большего стандартного по ГОСТ 6636-69 (четного или кратного 5).

2. Определяем делительный диаметр колеса (мм):

d₂ = u_зуб ·d₁ = _______________________________________________________

3. Определяем ширину зубчатого венца (мм):

колеса: b₂ = Ψ_bd ·d₁ = _________________________________________________

шестерни: b₁ = b₂ + 5 = _______________________________________________

4. Определяем межосевое расстояние передачи (мм) по формуле:

а = (d₁ + d₂)/2 = _____________________________________________________

значение выбирают из ряда: 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500.

5. Определяем нормальный модуль (мм) по формуле:

= _______________________________________________

____________________________________________________________________,

причем 1 ≤ m_n ≤ 10,

где K_m — вспомогательный коэффициент, для косозубых колес K_m = 8150;

K_Fβ — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

Ψ_bd 0,8; 1,0; 1,2; 1,4.

K_Fβ 1,21; 1,31; 1,46; 1,6.

Значение нормального модуля выбирают из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60:

1,0; 1,125; 1,25; 1,375; 1,5; 2,0; 2,25; 2,5; 2,75; 3,0; 3,5; 4,0; 4,5; 5,0; 5,5; 6,0; 7,0; 8,0; 9,0; 10; 11.

6. Определяем суммарное число зубьев, полученное значение округляем до целого:

z_∑ =2a / m_n = ________________________________________________________

7. Определяем числа зубьев шестерни и колеса по формулам:

z₁ = z_∑ / (u_зуб + 1) = _________________________________________________

z₂ = z_∑ - z₁ = ________________________________________________________