2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба.

,

где σ_Flimj - предел изгибной выносливости зубьев;

S_Fj - коэффициент безопасности;

K_FCj – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

K_FLj – коэффициент долговечности,

К_FLj = 1,

где qj - показатель степени кривой усталости , N_FO=4*10⁶ – базовое число циклов при изгибе.

Пределы изгибной выносливости зубьев:

s_{F limj}=1.75 HB_j

s_{F limВ1} = 1,75 · HB₁=1,75 · 285,5= 499,62 МПа,

s_{F limВ2} = 1,75 · НВ₂ =1,75· 248,5 = 434,87 МПа.

Коэффициенты безопасности при изгибе:

S_Fj = 1,7 ;

Для реверсивного привода:

K_FС = 0,65.

Базовое число циклов:

N_F0=4 · 10⁶

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе:

N_FEj = µ_Fj · N_∑j ,

Коэффициенты эквивалентности для постоянного режима работы µ_Fj = µ_Fj =1;

тогда: N_FE1 = 1 · 3,7 · 10⁸ = 3,7 · 10⁸,

N_FE2 = 1 · 0.926 · 10⁸ = 0,926· 10⁸.

Поскольку N_FE1>N_FO, принимаем K_FLj=1,

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

= = 191,03 МПа,

= = 166,3 МПа.

2.3. Определение геометрических размеров передачи.

2.3.1. Ориентированное межосевое расстояние передачи определим по формуле:

a_w = К_а · (U + 1) · ,

где К_а = 450 для прямозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для прямозубых передач принимаем = 0,315 Коэффициент контактной нагрузки =1,2,

a_w = 450 · (4+1) · = 149 мм.

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения табл. 6.1

a_w = 160 мм.

2.3.2. Модуль, числа зубьев колеса и шестерни, коэффициенты смещения.

Ориентированный модуль принимаем из диапазона:

;

Окончательно по ГОСТ 9563-60 принимаем m=2.

Общее число зубьев определим по формуле:

;

Число зубьев шестерни определим по формуле:

.

Число зубьев колеса:

Определим фактическое передаточное число по формуле:

Определим погрешность при определении передаточного числа:

Учитывая, что Z₁>17, принимаем коэффициенты смещения Х₁=0 и Х₂=0