2.3.2 Напряжение изгиба:

Допускаемые напряжения изгиба определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:

где – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжения N_FO

По таблице 3.1 [9]:

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.

Принимаем (при односторонней нагрузке).

 коэффициент безопасности:

где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи. =1,75…2,2

Принимаем .

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Принимаем (для проката).

Принимаем коэффициент долговечности

В результате получаем:

2.3.3 Ориентировочное значение модуля:

Вспомогательный коэффициент K_m=14 – для прямозубых передач

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Коэффициент формы зубы Y_F определяется по графику в зависимости от:

где – для косозубых колес.

Далее расчёт выполняется по тому из колес пары, у которого меньше отношение:

Так как первое соотношение меньше второго, то дальнейший расчет ведем по шестерне.

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра принимается по таблице 4.1 [9]. Принимаем

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки принимается по графику 4.2 [9] в зависимости от параметра Принимаем

Полученное значение округляем по ГОСТ 9563  60 до значения [9, таблица 4.3]

Ориентировочное значение диаметра начальной окружности шестерни:

Расчётная ширина шестерни:

Коэффициент осевого перекрытия:

Уточняем диаметр начальных окружностей:

Межосевое расстояние:

Диаметр вершин:

Диаметр впадин:

Окружная скорость:

Окружная сила:

Радиальная сила:

где угол зацепления, определяемы по формуле:

где  угол профиля.

Отсюда

Осевая сила:

2.3.4 Проверочный расчёт по напряжению изгиба:

– коэффициент, учитывающий форму зуба. Определяется по графику 5.1 [9], в зависимости от

= 4,17

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. =1.

– коэффициент, учитывающий наклон зуба.

– окружная сила на начальной окружности, = 11145 Н.

– рабочая ширина венца зубчатой передачи,

– расчётный модуль зацепления, мм.

– коэффициент нагрузки.

,

где – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку. Принимается по таблице 7.1 [9], =1,1 (равномерный режим нагружения)

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Принимается по таблице 7.2 [9], =1,08

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. =K_Нβ=1,35

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Для косозубых колес

Условие соблюдается.

3 Обоснование выбора стандартных узлов и деталей

3.1 Расчет шпоночного соединения

Предварительно определяем диаметр приводного вала.

Диаметр рабочего вала ведем по формуле:

где – крутящий момент на валу, Hм;

– пониженное допускаемое напряжение на кручение (для тихоходного вала 25-40 Н/мм²).

Определяем диаметр приводного вала , мм:

Принимаем диаметр вала в месте посадки колеса равным 74 мм ГОСТ 6636-69. Диаметр вала в месте установки подшипников качения 80 мм ГОСТ 6636-69.

Расчет шпоночных соединений необходимо произвести по напряжениям смятия и среза. По Приложению Б [2, таблица Б21] при определяем ширину шпонки , глубину шпоночной канавки и высоту шпонки

Рабочую длину шпонки l_р определим из условия прочности на смятие, которое имеет вид

где z – число шпонок (принимаем z = 3); [σ_см] – допускаемое напряжение при смятии (при расчетах можно принять [σ_см] = 60 – 100 МПа, допускаемые напряжения на срез [τ_ср] = 100МПа).

Приравнивая расчетные напряжения к допускаемым и выражая рабочую длину шпонки, имеем:

Проверяем условие прочности на срез:

Так как условие прочности выполняется, то полная длина шпонки:

Окончательно принимаем к установке 2 шпонки 20×12×125 по ГОСТ 23360-78 (полная длина шпонки округляется до ближайшего большего значения по Приложению Б [2, таблица Б21]).