2. Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса ([1], с. 55)

и

где

где ω - угловая скорость соответствующего вала (с^-1)

L_h - срок службы привода (ч)

Так как , N_H0=16,5млн.циклов ([1], с. 55, табл. 3.3)

, N_H0=10 млн.циклов ([1], с. 55, табл. 3.3),

то принимаем и ([1], с. 55)

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

2. Определение допускаемых напряжений изгиба

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса ([1], с. 56)

и

Так как N_F0=4 млн.циклов ([1], с. 56)

N_F0=4 млн.циклов ([1], с. 56),

то принимаем и ([1], с. 56)

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

4. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

4.1 Проектный расчёт.

Определение межосевого расстояния ([1], с. 61)

мм,

где - вспомогательный коэффициент ([1], с. 61),

- коэффициент ширины венца ([1], с. 61),

- передаточное число редуктора ([1], с. 61),

- вращающий момент на тихоходном валу ([1], с. 61),

- допускаемое контактное напряжение колеса ([1], с. 61),

- коэффициент неравномерности нагрузки зуба ([1], с. 61)

Округляем получено значение до а_w=180 мм ([1], с. 326, табл. 13.15).

Определение модуля зацепления ([1], с. 62)

мм,

где =5,8 – вспомогательный коэффициент,

мм – делительный диаметр колеса ([1], с. 62),

мм – ширина венца колеса ,

Н/мм² – допускаемое напряжение изгиба материала колеса ([1], с. 62),

Округляем полученное значение до = 1,5 мм, по ряду стандартных чисел ([1], с. 62).

Определяем суммарное зубьев шестерни и колеса ([1], с. 62)

.

Округляем полученное значение до 230 .

Определяем число зубьев шестерни ([1], с. 63)

.

Округляем полученное значение до 40.

Определяем число зубьев колеса ([1], с. 63)

.

Определяем фактическое передаточное число u_ф и его отклонение ([1], с. 63)

,

- условие выполняется.

Определяем фактическое межосевое расстояние ([1], с. 63)

мм.

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм ([1], с. 63)

	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр, мм
Диаметр вершин зубьев, мм
Диаметр впади зубьев, мм
Ширина венца, мм		Округляем до 63 ([1], с. 326, табл. 13.15)

4.2 Проверочный расчёт.

Проверяем межосевое расстояние ([1], с. 63)

мм.

Проверяем контактные напряжения ([1], с. 64)

где = 436 – коэффициент вспомогательный ([1], с. 64),

- окружная сила в зацеплении ([1], с. 64),

= 1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1], с. 64),

м/с – окружная скорость колёс. Выбираем 9 степень точности ([1], с. 64, табл. 4.2),

=1,03 – коэффициент динамической нагрузки ([1], с. 64, табл. 4.3).

При , недогруз

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса ([1], с. 65)

Н/мм²,

Н/мм²,

где =1 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1], с. 66),

=1 - коэффициент динамической нагрузки ([1], с. 66),

=1,13 - коэффициент динамической нагрузки ([1], с. 64, табл. 4.3),

=1 - коэффициент учитывающий наклон зуба ([1], с. 66),

=3,98 – коэффициент формы зубы шестерни([1], с. 67, табл. 4.4),

=3,60 – коэффициент формы зубы колеса([1], с. 67, табл. 4.4).