2.2.4. Допускаемые напряжения fPmax при изгибе максимальной нагрузкой:

,

где – базовое значение предельного напряжения зубьев при изгибе максимальной нагрузкой, МПа;

Y_gSt – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба;

Y_dSt – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения;

Y_X – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

S_FSt – коэффициент запаса прочности.

МПа;

МПа.

2.2.4.1. Предельное напряжение определяется по табл. 3.4:

МПа;

МПа.

2.2.4.2. Примем значения следующих коэффициентов:

Y_gSt=1 (цементация с закалкой (черновой режим));

Y_dSt = 1 (отсутствие деформационного упрочнения);

Y_X1=1,04; Y_X2=1,01;

2.2.4.3. Коэффициент запаса прочности S_FSt:

S_FSt1,2 = Y_z ·S_Y=1·1,75=1,75

2.3. Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев эвольвентных цилиндрических передач

2.3.1. Проектировочный расчет

2.3.1.1. Вспомогательный коэффициент К_а для передач со стальными зубчатыми колесами, К_а=430 (шевронная передача).

2.3.1.2. Наибольшая нагрузка из числа подводимых к передаче, Т_1Н=Т₂=68,96 Н·м.

2.3.1.3. Вспомогательные параметры _ba и _bd:

где =0,315 (стандартное значение из ряда (табл. 4.1)).

2.3.1.4. Коэффициент К_Нβ=1,0045

2.3.1.5. Выбор межосевого расстояния:

мм

Полученную величину округляем до ближайшего стандартного значения по 2-ому ряду, =180 мм.

2.3.1.6. Находим интервал рекомендуемых модулей:

- при Н₁  350 НВ: мм;

- при Н₂  350 НВ: мм.

По полученным значениям выбираем модуль из 1-го стандартного ряда, m=m_n=2 мм.

2.3.1.7. Выбор суммарного числа зубьев, числа зубьев шестерни и колеса, угол наклона зубьев:

- суммарное число зубьев:

- число зубьев шестерни:

- число зубьев колеса:

- угол наклона зубьев:

2.3.1.8. Выбор других основных геометрических параметров:

- делительные диаметры:

мм;

мм.

- диаметры вершин зубьев:

мм;

мм.

- диаметры впадин зубьев:

мм;

мм.

- ширина колеса: мм

Т.к. a_w было округлено в большую сторону, то b₂ округляем в большую сторону. Тогда b₂=56 мм.

Ширина шестерни: мм.

2.3.1.9. Окружную скорость в зацеплении:

м/с

Используя полученное значение по табл. 2.3 принимаем степень точности передачи 8-В.

2.3.1.10. Находим силы, действующие в зацеплении:

- окружная сила: Н;

- радиальная сила: Н;

- осевая сила: Н.

2.3.2. Проверочный расчет

,

где Z_E – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;

Z_Н  – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

К_А – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

К_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

К_Нα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

К_Нv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, действующую в зацеплении до зоны резонанса;

F_t – окружная сила, Н;

b_w – рабочая ширина венца, мм;

d₁ – делительный диаметр шестерни, мм;

u – передаточное число передачи.

Недогрузка составляет 18%, тогда, как допустимое значение недогрузки составляет 20%.

2.3.2.1. Примем значения следующих коэффициентов:

Z_E=190;

Z_Н=2,5 (по графику 4.5 в зависимости от β);

К_А = 1;

К_Нβ=1,045 (по графику 4.1);

К_Нα =1,77 (по графику 4.7 в зависимости от v=2,07).

2.2.4.3. Коэффициент Z_ε:

(применяется данная формула, т.к. )

где ;

.

2.3.2.2. Коэффициент К_Нv:

где

где =0,02 (для шевронной передачи ( ));

=5,6 (при ).