3.1.4. Выбор допускаемых напряжений изгиба зубьев для расчета на изгиб максимальной нагрузкой:

Допускаемых напряжений изгиба зубьев определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:

(3.14)

где: - коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения;

При вероятности неразрушения 0,99 =1,75.

- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для отнулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической обработки;

- коэффициент, учитывающий различие между предельными напряжениями, определенными при ударном однократном напряжении и при числе ударных нагружений ;

- максимальный коэффициент долговечности;

- коэффициент, учитывающий влияние одностороннего приложения нагрузки;

- коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса.

Учитывая предыдущие расчеты:

Для шестерни:

, , , .

Для колеса:

, , , .

Принимаем и .

Тогда:

Для шестерни:

(3.15)

Для колеса:

В качестве допускаемого напряжения изгиба зубьев передачи, при изгибе максимальной нагрузкой принимаем:

(3.16)

3.1.5. Выбор параметра :

Параметр определяет рабочую ширину венца зубчатой передачи при известном начальном диаметре шестерни или наоборот. На этапе проектировочного расчета эти параметры неизвестны, поэтому по имеющимся рекомендациям принимаем значение в соответствии с расположением зубчатого колеса относительно опор вала, с жесткостью вала и твердостью поверхностей зубьев. Так как твердость поверхности колеса 275,5HB, что меньше 350HB, а также в связи с симметричным расположении зубчатых колес передачи относительно опор принимаем .

3.1.6. Выбор наклона зуба:

Так как передача прямозубая, угол наклона зубьев .

3.2. Проектировочный расчет.

3.2.1. Определяем начальный диаметр шестерни по формуле:

(мм) (3.17)

где: - передаточное число передачи неразрушения;

- допускаемые контактные напряжения, МПа;

- вспомогательный коэффициент; так как передача прямозубая, то ;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Значение принимаем в зависимости от параметра по графикам, используя рекомендация Добровольского В.П. В данном случае принимаем ;

- исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в , для которого число циклов перемен напряжений не менее .

В данном случае

Принимаем

3.2.2. Определяем ширину зубчатого венца:

(3.18)

(3.19)

Данные расчетные значения предварительны. Они округляются до ближайших значений по ГОСТ 6636–69.

Получаем: и .