3.2.Определение допускаемых контактных напряжений []н, н/мм2

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL1 и колеса K_HL2:

K_HL1= K_HL2=,

где N_H0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы(наработка), N=573ϖL_h. Здесь ϖ – угловая скорость соответствующего вала, 1/с; L_h – срок службы привода(ресурс),ч.

для шестерни N₁=циклов,

для колеса N₂=циклов.

N_H01=N_H02=16.5  10⁶

Т.к. N₁>N_H01 и N₂>N_H02, то K_HL1 = K_HL2=1

б) Определяем допускаемое контактное напряжение []_H01 и [σ]_H02, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H01 и N_H02;

для шестерни []_H01=1,8 НВ+ 67=Н/мм²

для колеса [σ]_H02=1,8 НВ_2ср+ 67= Н/мм²

в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []_H1 и колеса [σ]_H2:

для шестерни []_H1= K_HL1[]_H01=1580,9=580,9 Н/мм²

для колеса [σ]_H2= K_HL2[σ]_H02=1514,3=514,3 Н/мм²

Т.к. НВ- НВ= 37>20, но 50, цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается по меньшему значению [σ]_Н из полученных для шестерни []_H1 и колеса [σ]_H2, т.е. по менее прочным зубьям

[σ]_Н=[σ]_H2=514,3Н/мм²

3.3.Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]f, н/мм2

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_FL1=K_FL2=

где N_F0=410⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы(наработка)

Т.к. N₁>N_F0 и N₂> N_F0, то К_FL1= K_FL2=1

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба [σ]_F01 и [σ]_F02 соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни [σ]_F01=1,03 НВ=1,03285,5=294,065

для колеса [σ]_F02=1,03 НВ_2ср=1,03248,5=255,955

в) определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]_F1 и колеса [σ]_F2:

для шестерни [σ]_F1= К_FL1[σ]_F01=1294,065=294,065

для колеса [σ]_F2= K_FL2[σ]_F02=1255,955=255,955

цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается по меньшему значению [σ]_F и из полученных для шестерни []_F1и колеса [σ]_F2, т.е. по менее прочным зубьям

[σ]_F=[σ]_F2=255.955Н/мм²

Для реверсивных передач [σ]_F=255,9550,75=191,97

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термо – обработка	НВ	в	-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред		НВ2ср	Н/мм2
Шестерня Колесо	Сталь40Х	125мм	Улучшение Улучшение	285,5 248,5	900 790	410 375	580,9 514,3	294,1 255,96
		80мм
		200мм
		125мм

4.Расчет зубчатых передач редукторов. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.