,                                                               (21)

Принимаем минимальный угол наклона зуба βmin равным 10°.

                                                                             (22)

где zΣ – суммарное число зубьев;

z1,z2 – числа зубьев шестерни и колеса;

β – действительное значение угла наклона зуба.

3.1.6. Определение числа зубьев шестерни и колеса

                                                                                      (23)

z2=196 – 39= 157

3.1.7. Определение фактического значения передаточного числа.

Проверка передачи по передаточному числу

                                                                                                   (24)

Δu=(|uт-u|/uт)·100%  <4% ,                                                                       (25)

где u – фактическое значение передаточного числа редуктора;

uт – теоретическое значение передаточного числа взятого из стандартного ряда редукторов, uт=4;

Du – отклонение фактического значения передаточного числа редуктора от заданного, %.

Du=(|4,03-4|)/4·100%=0,75% <4%

3.1.8. Определение фактического межосевого расстояния.

                                                                                 (26)

мм

3.1.9. Определение геометрических параметров колеса и шестерни

Делительные диаметры

d1=m×z1/cosb,                                                                                     (27)

d2=m×z2/cosb,

 где d1 – диаметр шестерни, мм;

d2 – диаметр колеса, мм.

d1=1,5×39/cos11,48°=59,7 мм

d2=1,5×157/cos11,48°=240,3 мм.

Диаметры вершин зубьев

da1=d1+2×m,                                                                                     (28)

da2=d2+2×m,

где da1 – диаметр вершины зуба шестерни, мм;

da2 – диаметр вершины зуба колеса, мм.

da1=59,7+2×1,5= 62,7 мм

da2=240,3+2×1,5= 243,3 мм

Диаметры впадин зубьев

df1= d1-2,5×m,                                                                                      (29)

df2= d2-2,5×m,

 где df1 – диаметр впадины зуба шестерни, мм;

df2 – диаметр впадины зуба шестерни, мм.

df1=59,7 – 2,5×1,5= 55,95мм

df2=240,3 – 2,5×1,5= 236,55 мм

3.1.10. Проверка зубьев шестерни и колеса на контактную выносливость

,                                                   (30)

где К – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376 [4,с.61]

Кнα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по графику [4,с.63] находим Кнα = 1,14;

Kнυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, определим по таблице 4.3. [4,с.62] Kнυ = 1,04;

Колесо и шестерня проходят проверку на контактную выносливость.

3.1.11. Проверка зубьев шестерни и колеса на выносливость при изгибе.

sF2=YF2×Yb× KFb×KFn×2×Т2/(d2b2×m)£[sF]2,                                            (31)

sF1=sF2(Y F1/YF2) £[sF]1,                                                                     (32)

где sF1,2 – фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм2;

YF1,2 – коэффициенты формы зуба для колеса и шестерни, определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев (zv1=z1/cos3b1 ; zv2=z2/cos3b2), и коэффициента смещения равный 0, и определяется по графику;

Yb - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

KFb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,

KFb =1;

KFn - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, KFn=1,11.

Значение YF1,2 определяем по таблице 4.4 [4,с.64] в зависимости от эквивалентного числа зубьев, zv1,2= z1,2/cos3β.

zv2=157/cos311,48°= 166,8

YF2=3,62

zv1=39/cos311,48°= 41,44

YF1=3,69

Yb=1-β0/140                                                                                      (33)

Yb=1-11,48°/140=0,918

sF2=2×174950×3,62×1×0,918×1,11/(240,3×30×1,5) = 119,4 МПа

sF2= 119,4£200,85 Н/мм2

sF1=119,4(3,69/3,62) = 121,7 £[sF]2

sF1= 121,7 £ 213,21Н/мм2

Колесо и шестерня проходят проверку на изгиб.

Таблица 3.

Параметры первой ступени косозубой передачи