2.6.2. Расчет зубьев на выносливость при изгибе:

(2.48)

m_n=m для прямозубой передачи.

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

-удельная окружная динамическая сила

(2.49)

-для прямозубых передач.

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

Y_FS- коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения.

(2.50)

- коэффициент, учитывающий наклон зуба .

- коэффициент, учитывающий перекрытие зуба .

2.7. Расчет усилия зубчатого зацепления.

В зацеплении работающей конической передачи действуют силы: окружная ; радиальная ; и осевая .

(2.51)

(2.52)

(2.53)

3. Расчет тихоходной ступени редуктора.

3.1. Предварительные расчеты.

3.1.1. Выбор материала для зубчатых колес второй ступени редуктора:

Выбор материала для зубчатых колес обуславливается необходимостью обеспечения достаточной изгибной и контактной прочности зубьев, характером производства, требованием к габаритам передачи и др.

Основными материалами для конических передач являются термически обрабатываемые стали.

В данном проекте, исходя из изложенных требований для обеспечения сравнительно небольших габаритов и невысокой стоимости передачи, принимаем для изготовления колеса и шестерни Сталь 40ХН с термической обработкой: для колеса и для шестерни - улучшение.

Шестерня: материал - сталь 40ХН. Термообработка - улучшение.

Твердость сердцевины - HB=285,5.

Твердость поверхности:

_HB=285,5.

Колесо: материал - сталь 40ХН. Термообработка - улучшение.

Твердость сердцевины - HB=275,5.

Твердость поверхности:

_{HB =275,5; HV=295.}

3.1.2. Выбор допускаемых контактных напряжений для зубчатых колес:

Допустимые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:

(3.1)

где: - коэффициент запаса прочности, принимаем:

для шестерни: ;

для колеса: ;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость;

- предел контактной выносливости.

Определяем базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости по формуле:

Для шестерни:

(3.2)

Для колеса:

где: - среднее значение твердости рабочей поверхности зуба шестерни (колеса) в единицах HB.

Определяем ресурс передачи:

(3.3)

где: — число лет работы;

- коэффициент годового использования передачи;

- коэффициент суточного использования передачи.

Определяем число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы по формуле:

Для шестерни:

(3.4)

Для колеса:

где: - частота вращения шестерни, об/мин;

- частота вращения колеса, об/мин;

- ресурс передачи, ч;

Так как ,то коэффициент долговечности для шестерни определяется по формуле:

Для шестерни:

>0,75 (3.5)

Для колеса:

>0,75

где: - число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы;

- базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

Значение коэффициента ,учитывающего шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, принимаем равным 1 (шлифовка).

Так как проводится проектировочный расчет, то принимаем

Определяем предел контактной выносливости:

Для шестерни:

(3.6)

Для колеса:

(МПа)

где: - среднее значение твердости поверхности зубьев шестерни (колеса) в единицах HB.

Определяем допустимые контактные напряжения по формуле:

Для шестерни:

(МПа) (3.7)

Для колеса:

(МПа)

где: - коэффициент запаса прочности шестерни (колеса);

- коэффициент долговечности шестерни (колеса);

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость;

- предел контактной выносливости шестерни (колеса).

В качестве допускаемого контактного напряжения передачи принимаем минимальное из допускаемых контактных напряжений шестерни и колеса:

(МПа)