2.1.1 Определение допускаемых напряжений

Число циклов нагружения шестерни и колеса

, (2.1)

где - число оборотов вала, об/мин;

- время работы передачи, ч;

- число зацеплений зуба шестерни и колеса за время одного оборота (если шестерня входит в зацепление с одним колесом - , с двумя - ).

,

.

Приведенное число циклов нагружения по контактным напряжениям

, (2.2)

где - коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному по контактному напряжению (табл. 3.1).

Приведенное число циклов нагружения по напряжениям изгиба

, (2.3)

где - коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи к эквивалентному постоянному по напряжениям изгиба (табл. 3.1).

Определяем пределы выносливости по контактным напряжениям и коэффициенты запаса выносливости для этих напряжений (табл. 3.2).

МПа

МПа

Коэффициент запаса контактной прочности зависит от однородности материала зуба.

В нашем случае и .

Определяем пределы выносливости по напряжениям изгиба и коэффициенты запаса выносливости для этих напряжений (табл. 3.3).

МПа

МПа

Определяем базовое число циклов нагружения для расчета прочности по контактным напряжениям

, (2.4)

Определяем допускаемое напряжение по контакту

, МПа, (2.5)

где - показатель степени кривой выносливости, .

МПа

МПа

Если передача косозубая, тогда допускаемое напряжение выбираем по формуле:

, МПа (2.6)

МПа

При этом должно выполняться следующее условие

, (2.7)

- условие не выполняется.

Принимаем .

Допускаемое напряжение при расчете на изгиб

, МПа, (2.8)

где - показатель степени кривой выносливости по изгибу, .

В случае, когда число циклов нагружения больше, чем базовое, принимаем .

МПа

2.1.2 Определение величины межосевого расстояния из расчета прочности по контактным напряжениям

Рассчитываем предварительное значение межосевого расстояния

, мм, (2.9)

где - коэффициент конструктивный, при симметричном расположении , принимаем 0,4;

- коэффициент ширины относительно ее диаметра, ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, или коэффициент концентрации нагрузки (табл. 3.5); в нашем случае ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев, или коэффициент неравномерности нагружения зубьев ,при предварительных расчетах примем ;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, или коэффициент динамичности нагрузки, при предварительных расчетах принимаем =1,0.

Получаем:

мм

Округляем полученное значение до ближайшего значения из ряда предпочтительных чисел либо до значения, которое оканчивается на 0. Принимаем мм.

По известному значению определяем ширину зуба колеса :

, мм (2.10)

мм

Для коррекции возможных ошибок осевого положения шестерни относительно колеса ширина шестерни

мм

мм

Определяем предварительное значение диаметра колеса:

, мм (2.11)

мм

Шестерни

, мм (2.12)

мм.

2.1.3 Определение значения модуля из расчета прочности по напряжениям изгиба

Предварительно рассчитываем значение модуля

мм (2.13)

мм

Округляем значение модуля до ближайшего.

Принимаем мм

Определяем угол наклона зуба, исходя из условия обеспечения осевого перекрытия не менее 10%, т. е. , тогда получим

(2.14)

Определяем суммарное число зубьев

(2.15)

Округляем число до целого в сторону уменьшения и принимаем .

Определяем число зубьев шестерни

(2.16)

Колеса

(2.17)

По принятым числам зубьев уточняем передаточное число

Уточненное число должно отличаться не более, чем на 4% в любую сторону.

Уточняем угол наклона зубьев

(2.18)

Определяем делительные диаметры колес

мм (2.19)

мм

мм (2.20)

мм

Так как у шестерни число зубьев 32, а минимальное равно 17, то принимаем передачу без смещения.

; .