Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.3 [1,c.34]:

шестерня – сталь 40Х, термообработка – улучшение 270НВ,

колесо - сталь 40Х, термообработка – улучшение 250НВ.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (3.9) [1,c.33]:

                                                                                 (3.1)

где       σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КHL – коэффициент долговечности;

            [SH] – коэффициент безопасности;

по [1,c.33]:     КHL =1; [SH] =1,1.

Определяем σHlimb по табл.3.2 [1,c.34]:

            σHlimb =2НВ+70;                                                                               (3.2)

σHlimb1 =2×270+70; σHlimb1 =610МПа;

σHlimb2 =2×250+70; σHlimb1 =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (3.1) получим

            ;       МПа;

            ;       МПа.

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле (3.10) [1,c.35]:

                                                                  (3.3)

            ;

            МПа.

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле (3.7) [1,c.32]:

                                                      (3.4)

где       Ка – числовой коэффициент;

            КHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

             - коэффициент ширины;

            Т2 – вращающий момент на колесе (по схеме привода Т2=Т3)

            Выбираем коэффициенты:

            Ка =43             [1,c.32];

            КHβ =1,1          [1,c.32,табл.3.1];

            =0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [1,c.36];

            Т2=Т3=218,69Нм.

            Подставив значения в формулу (3.4) получим:

            ;     мм;

            Принимаем окончательно по ГОСТ2185-66 [1,c.36]

            мм.

            Определяем модуль [1,c.36]:

                                                                                        (3.5)

            ;

            ;

            Принимаем по ГОСТ9563-60 модуль mn=2,0мм [1,c.36]

            Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

                                                                                     (3.6)

Принимаем предварительно β=12º (β=8º…12º), тогда cosβ=0,978

            ;            ;

Принимаем зуба.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [1,c.37]:

            ;

            ;    ;   ;

            ;

            ;          .

Уточняем фактическое передаточное число

            ;

            ;       

Определяем отклонение передаточного числа от номинального

            ;        .

            Допускается ∆U=±3%

Уточняем угол наклона зубьев по формуле (3.16) [1,c.37]:

                                                                          (3.7)

            ;    ;        .

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [1,c.37]:

                                                                                                          (3.8)

            ;                   мм;

            ;                  мм.

            Проверяем межосевое расстояние

                                                                                                         (3.9)

            ;       мм.

            Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса

            ;        ;                       

            ;           ;                                   (3.10)

                        ;                       (3.11)

            мм;    

;              мм;

;              мм;

;              мм;

;         мм;

;                мм;

;       мм

;        мм;

;       мм;

;     мм.

Проверяем соблюдение условия (т.к. Ψba<0,4)

            ;

            ;                  ;

            0,315>0,223

Значит, условие выполняется.

Определяем окружные скорости колес

;             м/с;

            ;

;              м/с;

            м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес – 8В [1,c.32].

Определяем фактическое контактное напряжение по формуле (3.6) [1,c.31]

                                 (3.12)

где КН – коэффициент нагрузки:

                                   КН =КНά× КНβ× КНu;

КНά – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

            КНβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине;

            КНu - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

            Уточняем коэффициент нагрузки

            КНά =1,09;                                                                 [1,c.39, табл.3.4]

            КНu =1;                                                                      [1,c.40, табл.3.6]

            ;       ;      ,

тогда КНβ =1,2;                                                                     [1,c.39, табл.3.7]

            КН =1,09×1,2×1;           КН =1,308.

Сделав подстановку в формулу (3.12) получим

            ;

            МПа.

            Определяем ∆σН

                        ;

                        ;           недогрузки,

что допускается.

            Определяем силы в зацеплении

- окружная

                        ;                                                                                       (3.13)

            ;    Н;

- радиальная

;                                                                          (3.14)

            ;    Н;

- осевую

                        ;                                                                                      (3.15)

            ;     Н.

            Практика показывает, что у зубчатых колес с НВ<350 выносливость на изгиб обеспечивается с большим запасом, поэтому проверочный расчет на выносливость при изгибе не выполняем.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.                                                                                                                                                                                                          Таблица 2

Параметры закрытой зубчатой передачи