Проектировочный расчет на контактную выносливость.

K_Hb-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;

j_ba-коэффициент ширины зубчатого венца.

Для симметрично расположенных относительно опор колес можно принимать j_ba=0,4;

К_Нb определяется по графику в зависимости от j_bd:

K_Hb=1,05;

Примем а_W равным стандартному (по ГОСТ СТ СЭВ 229-75)

а_W =140 мм.

5.2.1 Геометрический расчет.

Примем модуль равный m=0,02 а_W = 140 х 0,02 = 2,8

m=2,0.

Определим суммарное число зубьев:

Примем Z₁=31

Z₂=140-31=109.

Передаточное число:

Можно принять модуль равным:

m=2,5 мм

Первый вариант дает лучшее приближение к исходному передаточному отношению.

Пример: Z₁=31, Z₂=109, m=2

Делительные диаметры:

d₁=m_Z1=62 мм

d₂=m_Z2=218 мм

Диаметры вершин:

d_a1=m_Z1+2m=62+4=66мм

d_a2=218+4=322 мм

Ширина зубчатого венца

b_w=56 мм

Диаметр впадин:

d_f1=m_Z1-2,5m=62-5=57 мм

d_f2=218-5=213 мм

5.2.2. Проверочный расчет на контактную выносливость.

F_t-окружная сила на делительном цилиндре

K_Ha-коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями

K_Ha-1 для прямозубых передач

K_HV-коэффициент динамичности

Окружная скорость:

Назначаем 9-ю степень точности зубчатого колеса:

K_HV=1,05

Z_H-коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

Z_H=2,5 (по графику)

Z_E-коэффициент, учитывающий длину контактных линий.

Еa-коэффициент перекрытия;

Z_M=190;

b_w =j_ba x a_w=0,315 x 140=44 мм

Уточняем допустимые напряжения: Z_V=1.

оно не изменилось;

d_Н<[d_Н] 561<610 мПа

Зубья проходят по контактной выносливости. Дальнейшее уменьшение ширины венца нецелесообразно. Твердость менять нет смысла из-за техн. процесса т.обработки.