2.1.6 Фактическое передатчное число.

U_ф= z₂/z₁= 140/40 = 3,5.

2.1.7 Диаметры колёс.

Делительные диаметры d: - шестерни d₁ = z₁m/cosβ = 40·2/1= 80 мм; - колеса d₂ = 2a_w - d₁ = 2·180 – 80 = 280 мм.

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колес:

d_a1 = d₁ + 2(1 + x₁ – y)m;

d_f1 = d₁ - 2(1,25 - x₁)m;

d_a2 = d₂ + 2(1 + x₂ – y)m;

d_f2 = d₂ - 2(1,25 – x₂)m;

где x₁ и x₂ – коэффициенты смещения у шестерни и колеса; y = -( a_w- a)/m = -(180-180)/2= 0 – коэффициент воспринимаемого смещения; a – делительное межосевое расстояние: a = 0,5m(z₂+z₁)= 0,5·2(140+40)=180. d_a1 = 80 + 2(1 + 0 – 0)·2= 84 мм;

d_f1 = 80 - 2(1,25 - 0)·2= 75 мм;

d_a2 = 280 + 2(1 + 0 – 0)·2= 284 мм;

d_f2 = 280 - 2(1,25 – 0)·2=275 мм.

2.1.8 Размеры заготовок.

Что бы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колёс, требуется, что бы размеры D_заг, С_заг, S_заг заготовок колес не превышали предельно допустимых значений D_пр = 200 мм, S_пр = 125 мм(табл.2.1): D_заг≤ D_пр, С_заг≤ S_пр, S_заг≤ S_пр. Для цилиндрической шестерни D_заг= d_a+6 = 84+6 = 90 мм; для колеса С_заг= 0,5b₂=0,5·90 = 45мм и S_заг= 8m=8·2=16 мм.

2.1.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное значение контактного напряжения:

σ_Н= ≤ [σ]_Н , где Z_Ϭ= 9600 МПа^1/2.

σ_Н= = 578 МПа > [σ]_Н=557 МПа.

Расчётное напряжение σ_Н больше [σ]_Н на 3,7%, ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

2.1.10 Силы в зацеплении

окружная F_t = 2·10³T₁/d₁ = 2·10³·354/80 = 8850 Н; радиальная F_r = F_t tgα/cosβ = 8850·0,364/1 = 3221 Н, при α=20⁰ ; осевая F_a = F_ttgβ = 8850 ·0 = 0.

2.1.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях: колеса σ_F2= Y_FS2Y_βY_ε ≤ [σ]_F2= 256 МПа; Y_FS2=3,59(табл.2.10); Y_β=1 и Y_ε=1 для прямозубых передач при степени точн. 9. σ_F2= ·3,59·1·1 = 259 МПа;

шестерни σ_F1= σ_F2 Y_FS1/ Y_FS2≤ [σ]_F1=294 МПа; Y_FS1=3,70 (табл.2.10); σ_F1= 259·3,70/3,59 = 267 МПа.

2.1.12 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Величина максимального контактного напряжения определяется по формуле: σ_Нmax= σ_H = 731 МПа ≤ [σ]_Нmax =2,8 σ_Т=2,8· 640 = 1792МПа; где К_пер=Т_пик/Т = 1,6. σ_Нmax= 578 · =731 МПа. Значение максимального напряжения изгиба определяется по формуле: σ_Fmax= σ_FK_пер = 256· 1,6 = 409,6≤ [σ]_Fmax= 1193 МПа, [σ]_Fmax= σ_FlimY_NmaxK_st/S_st = 435·4·1,2/1,75 = 1193 МПа, где σ_Flim= 435 Мпа; Y_Nmax = 4- максимальное возможное значение коэффициента долговечности при изгибе; K_st=1,2 – коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки; S_st=1,75 – коэффициент запаса прочности. Условия прочности выполняются.