Допускаемые контактные напряжения [σ]Н1 для шестерни и [σ]Н2 для колеса определяют по общей зависимости, но с подстановкой соответствующих параметров:
Предел контактной выносливости [σ]Нlim вычисляют по империческим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки колеса и средней твёрдости на поверхности зубьев:
Для нашего случая 
Минимальное значение коэффициента запаса прочности SH принимается равным 1,1.
Коэффициент долговечности ZNучитывает влияние ресурса
Число NHG циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твёрдости поверхности зубьев:
Ресурс NK передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1, и времени работы Lh, час:
Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев. Он принимается равным 0,9.
Коэффициент Zv, учитывающий влияние окружной скорости колёс. Он принимается равным 1. т. к. мы имеем дело с тихоходным сопряжением.
Допускаемое напряжение [σ]Н принимается равным меньшему из значений, т.е. для шестерни:
Допускаемые напряжения изгиба зубьев [σ]F1 для шестерни и [σ]F2 для колеса определяют по общей зависимости, но с подстановкой соответствующих параметров:
Предел контактной выносливости [σ]Flim вычисляют по империческим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки колеса и средней твёрдости на поверхности зубьев:
Для нашего случая 
Минимальное значение коэффициента запаса прочности SF принимается равным 1,55.
Коэффициент долговечности YNучитывает влияние ресурса
Число NFG циклов, соответствующее перелому кривой усталости, принимается равным 4·106, q = 6
Ресурс NK передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1, и времени работы Lh, час:
Так как значения [σ]F не могут быть меньше [σ]Flim, то YN принимается равным 1.
Коэффициент YR, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев. Он принимается равным 1,2.
Коэффициент YA, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. Он принимается равным 1.
Допускаемое напряжение [σ]F равняется:
Расчёт цилиндрической зубчатой передачи.
A. Определим геометрические параметры колеса и шестерни.
Для шестерни: 
Для вала : 
Межосевое расстояние определяется по формуле:
Ширина зубчатых колёс определяется по формуле:
где, ψba – коэффициент ширины, принятый 0,135 (в зависимости от положения колёс относительно опор)
B. Определим необходимые коэффициенты для проверочных расчётов
a) Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения KHv. Он принимается в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KHv = 1,02
b) Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий KHβ.. Зубья колес могут прирабатываться: в следствии повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Поэтому рассматриваются коэффициенты в начальный период приработки KHβ0 и после приработки KHβ.
c) Коэффициент KHα определяют по формуле:
где, KHα0 – распределение нагрузки между
зубьями в связи погрешностями изготовления определяют в зависимости от степени
точности по нормам плавности 
d) Коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
e) Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения KFv. Он принимается в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFv = 1,02
f) Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца (KFβ.).
g) Коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями (KFα.).
h) Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжению изгиба:
C. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям:
где, Zσ = 9600 МПа1/2
Т1 = 3,25 Н·м
D. Силы в зацеплении
a) Окружная сила
b) Радиальная сила
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.