4.2.4Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σF1 и колеса σF2, н/мм2:

σ_F2 = Y_F2Y_β K_FαK_FβK_Fυ≤[σ]_F2;

σ_F1 = σ_F2Y_F1/Y_F2 ≤ [σ]_F1,

где m- модуль зацепления, мм;

b₂- ширина зубчатого венца колеса;

F_t- окружная сила в зацеплении, Н;

K_Fα- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубыхпередач определяем K_Fα=l для степени точности зубчатой передачи 9.

K_Fβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес K_Fβ = 1.

K_Fυ- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степениточности передачи, K_Fυ = 1,09.

Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьевшестерни z_υ1и колеса z_υ2,

z_υ1 = z₁/cos³β =31,4;

z_υ2 = z₂/cos³β =126,7

Интерполяцией находим Y_F1= 33,79 и Y_F2 = 3,61

Y_β = 1 - β°/140° = 1 - 10°/140° = 0,93 -коэффициент , учитывающий наклон зуба.

[σ]_F1и [σ]_F2- допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм².[σ]_F1 = 294 Н/мм²и [σ]_F2= 256 Н/мм²,

σ_F2 =145,3Н/мм²<[σ]_F2= 256 Н/мм²;

σ_F1 = 152,6 Н/мм²<[σ]_F1= 294 Н/мм².

4.2.5 Параметры зубчатой цилиндрической передачи сведены в таблице 8.

Таблица – 8 Параметры зубчатой цилиндрической передачи

В миллиметрах

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aω	115	Угол наклона зубьев β	10°
Модуль зацепления m	1,5	Диаметр делительной окружности: шестерниd1 колеса d2	45,7 187,3
Ширина зубчатого венца: шестерниb1 колеса b2	41 37
Число зубьев: шестерниz1 колеса z2	30 121	Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса da2	48,7 187,3
Вид зубьев	косозубые	Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колесаdf2	42,1 180,7

Продолжение таблицы 8

Проверочный расчёт
Параметр		Допускаемые значения		Расчётные значения		Примечание
Контактные напряжения [σ]H, Н/мм^2		514,3		520			+1,1 %
Напряжения изгиба,Н/мм^2	σF1		294		152,6			-48,1 %
	σF2		256		145,3			-43,2%

5 Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

5.1 Определение допускаемых напряжений

5.1.1 Выбираем материал зубчатой передачи

а) Марка стали: для шестерни – 40Х, твёрдость НВ₁; для колеса – 40Х, твёрдость НВ₂.

б) Механические характеристики стали 40Х.

- для шестерни твёрдость 269-320 НВ₁, термообработка – улучшение, D_пред =125 мм;

- для колеса твёрдость 235…262 НВ₂, термообработка – улучшение, S_пред = 125 мм;

в) Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

НВ_1ср= 285,5

НВ_2ср= 248,5

Разность средних твёрдостей:

НВ_1ср – НВ_2ср =37

Условие НВ_1ср­ – НВ_2ср = 20…50 выполняется.

5.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений [σ]_Н, Н\мм²

а) Рассчитываем коэффициент долговечности К_HL.

Наработка за весь срок службы:

- для колеса

N₂=573 _h=22,9*10⁶ циклов

Где – см. табл. 4,5;L_h – ресурс, ч (см. табл. 1).

- для шестерни

N₁=N₂u_зп= 100,8*10⁶ циклов

Число циклов переменных напряжений N_HO­, соответствующего пределу выносливости.

N_HO1 = 22,5*10⁶ циклов; N_HO2= 16,3*10⁶ циклов.

Так как N₁ N_HO1и N₂ N_HO2, то коэффициент долговечности K_HL1=1, и K_HL2=1.

б) По табл. 3.1 определяем допустимое контактное напряжение [σ]_HO, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_HO:

- для шестерни [σ]_HO1 = 1.8HB_1ср + 67 = 580,9 Н/мм²

- для колеса [σ]_HO2 = 1,8НВ_2ср + 67 = 514,3 Н/мм².

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

- для шестерни [σ]_Н1= K_HL1[σ]_HO1= 580,9H/мм²;

- для колеса [σ]_H2=К_HL2[σ]_HO2= 514,3H/мм².

Так как HB_1ср­- HB_2ср = 37, то косозубую передачу на прочность рассчитываем по меньшему допускаемому контактному напряжению[σ]_H2т.е. по менее прочным зубьям, в нашем случае это зубья колеса.