Допустимые контактные напряжения для зубьев шестерни.

где s_Нlimb1 – предел выносливости материала шестерни,

s_Нlimb1 =2HВ+70 = 2×285+70 = 640 МПа.

S_H1 – коэффициент безопасности S_H1 = 1,1 для нормализации, улучшения, объемной закалки.

K_HL1 – коэффициент долговечности, , где N_H01 – базовое число циклов перемены напряжений N_H01 =30*(НВ)^2,4=2,34*10⁷. N_HE1 – действительное число циклов перемены напряжений N_HЕ=L_треб×60*n; N_HЕI= 43800×60×2888=75,9×10⁸,

L_треб – требуемое время работы шестерни, L_треб=43800часов,
N_HE1 >> N_H01, в этом случае K_HL1 = 1,

Z_R1 – коэффициент, учитывающий шероховатость рабочей поверхностей зубьев, Z_R1 = 1.

Z_V1 – коэффициент, учитывающий окружную скорость шестерни., Z_V1 = 1

K_XH1 – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса для d<700 мм, K_XH1 = 1.

,

s_Н = 478,804 МПа <[s_Н1] – условие по контактной выносливости зубьев шестерни выполняется.

Допустимые контактные напряжения для зубьев колеса.

где s_Нlimb2 – предел выносливости материала шестерни,

s_Нlimb2 =2HВ+70 = 2×248+70 = 566 МПа.

K_HL1 – коэффициент долговечности, , где N_H01 – базовое число циклов перемены напряжений N_H01 =30*(НВ)^2,4=1,674*10⁷. N_HE1 – действительное число циклов перемены напряжений N_HЕ=L_треб×60*n; N_HЕI= 43800×60×2888=75,9×10⁸,

L_треб – требуемое время работы шестерни, L_треб =43800часов,
N_HE1 >> N_H01, в этом случае K_HL1 = 1,

,

s_Н = 478,804 МПа <[s_Н1] – условие по контактной выносливости зубьев колеса выполняется.

Допустимые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса

1)Допустимые напряжения изгиба для зубьев шестерни

где s_Flimb1 – предел выносливости материала шестерни при отнулевом цикле изменения напряжений изгиба, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, s_Flimb1 = НВ+260=285+260=545МПа;

S_F1 – коэффициент безопасности для поковок и штамповок, S_HF1 = 2,2.

K_FL1 – коэффициент долговечности, , где N_F01 – базовое число циклов перемены напряжений изгиба, N_F01 = 4×10⁶. N_FE1 – эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба, N_HЕ1 = N_FЕ1 = 75,9×10⁸,N_FE >> N_F0, в этом случае K_FL = 1.

К_FC=1 –коэффициент, учитывающий характер вращения.

, s_F2 = 177,049 МПа <[s_F2], следовательно,

условие по контактной выносливости зубьев шестерни выполняется.

2)Допустимые напряжения изгиба для зубьев колеса

где s_Flimb2 – предел выносливости материала колеса при отнулевом цикле изменения напряжений изгиба, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, s_Flimb1 = НВ+260=248+260=508МПа;

, s_F2 = 159,08 МПа <[s_F2], следовательно,

условие по контактной выносливости зубьев колеса выполняется.

2.1.4 Расчёт сил в зацеплении и основных геометрических параметров конической пары редуктора.

Внешние диаметр вершин зубьев.

d_aеi =m_e(z_i +2cosб_i)

d_aе1 =2(28 +2cos18,43)=59,8 мм;

d_aе2 =2(84 +2cos71,56)=169,3 мм;

Внешние диаметр впадин зубьев.

d_fi = m_e(z_i –2,5cosб_i)

d_f1 = 2(28 –2,5cos18,43)=51,3 мм;

d_f2 = 2(84 –2,5cos71,56)=166,4 мм;

Силы в зацеплении.

а) окружная

б) радиальная F_r1 = F_a2 = F_t1×tga_w×cosd₁ =731×tg20^o×cos18,43^o = 251,8 Н

в) осевая F_a1 = F_t2 = F_t1×tga_w×sind₁ =731×tg20^o×sin18,43^o = 85,7 Н

Таблица 2 - Основные геометрические и силовые параметры конической пары.