2.2. Определяем допускаемые контактн ые напряжения для шестерни и колеса:

Для шестерни: МПа (2.1)

Для колеса: МПа(2.2)

где s_{H lim bi} – базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений [табл. 2.3].

S_H – коэффициент безопасности зубчатых колес [табл. 2.3].

K_HLi – коэффициент долговечности [рис. 2.1.].

Коэффициент долговечности определяем в зависимости от отношения N_HE/N_HO.

N_HO – базовое число циклов напряжений в зубьях;

N_HE – эквивалентное число циклов напряжений.

Для шестерни: (2.3)

Для колеса: (2.4)

Т.к. НВ₁ – НВ₂ < 100, то за расчетное [s_Н]_Р принимаем меньшее из [s_Н]₁ и [s_Н]₂: [s_Н]_Р = 436.4 МПа.

2.3. Определяем допускаемое напряжение изгиба:

Для шестерни: МПа (2.5)

Для колеса: МПа (2.6)

где s_{Flim bi} – предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу циклов напряжений, определяем по [табл. 2.3],

K_FL – коэффициент долговечности, K_FL = 1;

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,7 … 2,2.

3. Геометрический расчет передачи.

Принимаем профиль зуба эвольвентный, угол профиля исходного контура a=20° (СТ СЭВ 308-76), коэффициент смещения исходного профиля Х=0.

3.1. Определяем межосевое расстояние:

мм (3.1)

где К_а – обобщенный коэффициент, К_а = 430;

Т₂ – крутящий момент на тихоходном валу, Т₂ =367.4 Н×м;

К_Нb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба К_Нb =1,26;

y_ba – коэффи циент ширины венца колеса; y_ba =0,35 (табл. 3.2).

Коэффициент К_Нb определяют по таблице 3.1 в зависимости от НВ и y_bd:

(3.2)

Округляем а_w в большую сторону до стандартного по СТ СЭВ 229-75 .

3.2. Определяем рабочую ширину колеса и шестерни:

мм (3.3)

мм (3.4)

Полученные значения округляем до целых чисел.

3.3. Ориентировочно определяем величину модуля:

мм (3.5)

Окончательно принимаем его значение по СТ СЭВ 310-76, но не менее 1,5 мм (табл. 3.4), m=3 мм.

3.4. Угол наклона зубьев:

(3.6)

3.5. Определяем суммарное число зубьев:

(3.7)

Полученное значение округляем до целого числа =104.

3.6. Уточняем угол наклона зубьев: (3.8)

3.7. Находим число зубьев на шестерне и колесе:

; ; (3.9)

Число зубьев на шестерне должно быть не менее 17.

3.8. Уточняем фактическое передаточное число:

(3.10)

Отклонение от заданного передаточного числа не должно превышать 3%:

(3.11)

3.9. Определяем делительные диаметры шестерни и колеса:

мм; мм (3.12)

3.10. Определяем диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

мм мм (3.13)

3.11. Определяем диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:

мм

мм (3.14)

3.12. Проверяем межосевое расстояние передачи:

мм (3.15)

3.13. Определяем окружную скорость:

м/с (3.16)

3.14. Выбираем степень точности изготовления передачи по таблице 3.5 и принимаем её равной 9.