Определение предельно допускаемых напряжений

При кратковременных перегрузках предельно допускаемые напряжения определяются по эмпирическим зависимостям:

[σ] _Fпр1 =[σ]_Fпр2=0,6 ·σ_в =0,6^. 920=552 МПа;

Принимаем число зубьев шестерни z₁=32, тогда числа зубьев колеса:

z₂= z₁^. i_оз.п. = =32^.4,56=145,9.Принимаем z₂=146

3.4 Модуль зацепления, исходя из условия прочности зубьев на изгиб:

m_n= ,

где Т₃ – вращающий момент на выходном валу привода; Т₃ =431Нм;

K_F – коэффициент нагрузки.

К_F= К_Fα К_Fβ К_FV [3, табл.9;10].

где К_Fα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, К_Fα=1 для прямозубых передач;

К_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, К_Fβ=1,4;

К_FV – коэффициент динамичности нагрузки К_FV=1,1.

K_F =1^.1,4^.1,1 =1,54

коэффициент ширины зубчатого венца; 0,5

Y_F- коэффициент формы зуба; Y_F=3,6 при z₂=146

m_n=

Принимаем по ГОСТ9563-80 m_n=2,0мм.

3.5 Геометрические размеры колес

Делительные диаметры:

d₁=z₁· m_n = 32·2=64 мм,

d₂=z₂· m_n = 146·2=292 мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_а1= d₁+2 m_n = 64+2^.2=68 мм,

d_а2= d₂+2 m_n = 292+2^.2=296 мм.

Диаметры впадин зубьев:

d_f1= d₁-2,5 m_n = 64-2,5^. 2=59 мм,

d_f2= d₂+2,5 m_n = 292-2,5^.2=287 мм.