| Лист |
| Контрольно-курсовая работа |
| Лит |
| № докум. |
| Изм. |
| Подп. |
| Дата |
2.1 T1 - крутящий момент на валу шестерни, 350 Н*м;
2.2 [σH] - допускаемые контактные напряжения, 450 МПа;
2.3 [σF]1 - допускаемые напряжения изгиба для шестерни, 220 МПа;
2.4 [σF]2 - допускаемые напряжения изгиба для колеса, 250 МПа;
2.5 [σH]max- допускаемые контактные напряжения при перегрузке, 1960 МПа;
2.6 [σF]max - допускаемые напряжения изгиба при перегрузке, 560 МПа;
2.7 u - передаточное число 3,15;
2.8 КHβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба при расчете по контактным напряжениям 1,2;
2.9 КFβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба при расчете по напряжениям изгиба 1,42;
2.10 ψbd- коэффициент ширины шестерни относительно делительного
диаметра 1,25;
2.11 αω - угол зацепления. Для передач без смещения αω=20 °.
2.12 n1 - частота вращения вала шестерни, 125 об/мин.
2.13 
- коэффициент модуля,
=30...25 при НВ<350, (выберем 25)
=20...15 при НВ>350;
2.14 
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес, = 274 МПа для стальных колёс;
2.15 
= 3,88
= 3,74 - коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса.
| Лист |
| Контрольно-курсовая работа |
| Лит |
| № докум. |
| Изм. |
| Подп. |
| Дата |
Алгоритм расчета прямозубой цилиндрической передачи
3.1 Определяем делительный диаметр шестерни
= 
=99,3
где Кd – коэффициент диаметра, для прямозубых цилиндрических передач
Кd =770 
;
U - передаточное число, U = 3,15;
T1 - крутящий момент на валу шестерни, Н*м, T1 = 350;
КHβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба при расчете по контактным напряжениям, КHβ = 1,2;
[σH] - допускаемые контактные напряжения, МПа, [σH] = 450;
ψbd - коэффициент ширины шестерни относительно делительного диаметра, ψbd = 1,25;
3.2 Рабочая ширина колес 
=1,25 * 99,3 = 124,125
3.3 Величина модуля
= 
= 5 мм
Полученное значение согласовать со стандартом СЭВ 310-76
1 ряд: 1.5; 2.0; 2.5; 3; 4; 5;6; 8;10.
2 ряд: 1.75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5; 7;9.
Первый ряд следует предпочитать второму
3.4 Число зубьев шестерни 
28,55 (округлим до 29)
Полученное значение 
округлить до целого числа
| Лист |
| Контрольно-курсовая работа |
| Лит |
| № докум. |
| Изм. |
| Подп. |
| Дата |
3.5 Уточним величину делительного диаметра шестерни и ее ширину
Желательно уточненное значение 
получить примерно на (4-5)% меньше расчетного по пункту 1, что упрощает проверку по контактным напряжениям (см.п. 3.11).
3.6 Число зубьев колеса 
(округлим до 91)
Полученное значение округлить до целого числа
3.7 Окружная скорость V, (м/с)
3.8 Коэффициент торцового перекрытия
=1,73
3.9 Коэффициент динамической нагрузки выбрать с учётом степени точности, окружной скорости и твердости зубьев
3.10 Определить величину коэффициента 
, учитывающего суммарную длину контактных линий
=0,87
3.11 Выполняем проверку передачи по рабочим контактным напряжениям
где 
- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, 
=1,77cos(β)=1,77 (для прямозубых передач β=0).
| Лист |
| Контрольно-курсовая работа |
| Лит |
| № докум. |
| Изм. |
| Подп. |
| Дата |
3.11.1 Проверка 
. 5,82 
18.
Проверка выполняется.
Изменяя 
в выражениип.3.11 добиться выполнения обоих условий
3.12 Найти усилия в зацеплении колес
3.12.1 Окружная сила, 
3.12.2 Радиальная сила, 
3.13 Вычислить отношение
Проверочный расчет на изгибную выносливость выполняют по тому из колес пары, для которого меньше это отношение
3.14 Выполняем проверку передачи по напряжениям изгиба
