
,
где делительный угол профиля в торцовом сечении:

.
Ширина колеса определяется по формуле [ф. 3.29]:

мм.
Ширина шестерни определяется по формуле [ф. 3.30], мм:
b1 = b2 + (5...10) = 44,1 + (5...10) = 49,1…54,1 мм.
Полученные значение ширины округляем до нормальных линейных размеров: b1 = 52 мм, b2 = 44 мм.
Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле [ф. 3.31]:

м/c..
По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес [т. 3.4].
2. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
2.1. Расчет контактных напряжений

где
= 270 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;
– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, для косозубых передач:
;
;
.
– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для косозубых передач:
Коэффициент

, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбирается по таблице в зависимости от окружной скорости и степени точности по нормам плавности [т. 4.5]:

= 1,13.

= 1,11;

;

= 140 мм (определено ранее).
Динамический коэффициент

определяется по таблице 5.1:

.

условие выполнено.
Недогруз =

(в курсовом проектировании недогруз должен быть не более 20%).
3. Расчет зубьев на выносливость при изгибе
3.1 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб
Допускаемым напряжением
определяются по формуле [ф. 5.11]:
, где

– предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;

– коэффициент запаса прочности;

– коэффициент долговечности;

– коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений;

– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.
Коэффициент запаса прочности

определяется в зависимости от способа термической и химико-термической обработки [см. приложение 2]:

= 1,7;

= 1,7.
Коэффициент долговечности

находится по формуле [ф. 3.14]:

но не менее 1,
где

– показатель степени [с. 14];

– базовое число циклов перемены напряжений, N
Flim = 4×10
6 циклов;

– суммарное число циклов перемены напряжений, уже определены:

циклов,

циклов.
Так как

и

, то

.
Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

, выбирается в зависимости от способа термической или химико-термической обработки [приложение 2]:
для шестерни и колеса с улучшением из стали марки 40ХН

МПа,

МПа.
Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

, так как одностороннее приложение нагрузки [c. 34].

Тогда:

3.2 Определение расчетного изгибного напряжения
Расчетом определяют напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса.
Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения [ф. 5.1]:

.
Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле, МПа:

,
где Т – крутящий момент, Н*м;
m – нормальный модуль, мм;
z – число зубьев;

– коэффициент ширины зуба по диаметру (опреден ранее);

– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

– коэффициент, учитывающий влияние наклон зуба;

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

– коэффициент нагрузки.
Коэффициент

, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется по формуле [ф. 3.17]:

,
где x1 = x2 = 0 – коэффициенты смещения;

,

– так как шестерни косозубые. Тогда:

;