="justify"> m = 290 МПа.
Проектувальний розрахунок виконуємо на витривалість по контактним напруженням щоб уникнути втомного викришування робочих поверхонь зубів.
Допустимі контактні напруги при проектувальному розрахунку визначаємо за формулою [3, с. 18]:
(2.1.1)
де ? Hlimb - межа контактної витривалості при базовому числі циклів, їх значення наведені в таблиці 3.2 [3, с. 16];
(2.1.2)
K HL - коефіцієнт довговічності. Так як закритий корпус, приймаємо
K HL = 1
[ S H ] - коефіцієнт безпеки. Для коліс з поліпшеною і нормалізованої сталі приймають [ S H ] = 1,1 - 1,2;
[ S H ] = 1,1.
Визначаємо розрахункові допустимі контактні напруги [3, с. 18]:
для шестірні:
(2.1.3)
для колеса:
(2.1.4)
Допустиме напруження [? н ] для циліндричних прямозубих передач одно меншому з допустимих напружень шестерні і колеса:
[? н ] = 409 МПа
[? н ]? 1,25 [? н ] (2.1.5)
Умови міцності виконуються.
2.2 ВИЗНАЧЕННЯ міжосьової відстані
Для проектувального розрахунку визначимо міжосьова відстань за такою залежністю [3, с. 19]:
(2.2.1)
де К а - коефіцієнт для прямозубих коліс, К а = 45;
К H? - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця. По таблиці 3.1 [3, с. 19] К H ? = 1,10 ... 1,15. Приймаються К H? = 1
? ba - коефіцієнт ширини зубчастого вінця. Приймаються ? ba = 0,5
В
Отримане міжосьова відстань a w = 139,2 мм округляємо до найближчого значення за ГОСТ 2185-66 a w = 160 мм
Визначимо
(2.2.2)
2.3 ВИЗНАЧЕННЯ модуль зачеплення
Нормальний модуль зачеплення приймаємо по наступній рекомендації [3, с. 20]:
(2.3.1)
Округлюємо значення модуля до найближчого стандартного значення і приймаємо m = 2,5 мм
2.4 ВИЗНАЧЕННЯ ЧИСЛА зубів шестерні і КОЛЕСА
(2.4.1)
(2.4.2)
(2.4.3)
За значеннями Z 1 і Z 2 уточнюємо передавальне відношення [3, с. 21]:
(2.4.4)
Перевіряємо міжосьова відстань [3, с. 21]:
(2.4.5)
