Рассчитаем быстроходную передачу

Определяем допускаемые напряжения по формуле (2.1.1) из [1]

(2.1.1)

где - предел контактной выносливости [1, табл. 8.9]

Для колеса σ_{H lim} = 2×НВ+70 = 2×250+70 = 570 МПа

Для шестерни σ_{H lim} = 2×НВ+70 = 2×270+70 = 610 МПа

S_H – коэффициент запаса прочности

S_H = 1,2 [1, таблица 8.9] т.к. структура материала зубьев

неоднородна

K_HL – коэффициент долговечности

- базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости

Для колеса принимаем N_{H lim} = 1,71×10⁷ (2, рис. 4.1.3)

Для шестерни принимаем N_{H lim} = 2,05 ×10⁷ (2, рис. 4.1.3)

Эквивалентное число циклов по формуле (8.64) из [1]

(2.1.2)

где с – число зацеплений зуба за 1 оборот колеса из схемы привода.

Принимаем с = 1 (2, рис 4.1.5)

n – частота вращения шестерни (колеса)

t_∑ - суммарный срок службы по формуле (2.1.3) из [2]

(2.1.3)

Для колеса

(2.1.4)

Для шестерни

Коэффициент долговечности определим по формуле (2.1.5) из [1]

(2.1.5)

Для колеса

Для шестерни

Допускаемое контактное напряжение для колеса

Так как KHL для колеса и шестерни < 1, значит берем KHL=1

(2.1.6)

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

Берем для дальнейшего расчета меньшее допускаемое контактное

напряжения, т.е. напряжение шестерни

Найдем предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба.

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба [1, табл. 8,9]

Шестерня

(2.1.7)

(2.1.7)

Колесо

Базовое число циклов напряжений для шестерни и колеса

N_{F lim} = 4×10⁶ циклов

Эквивалентное число циклов найдем по формуле (2.1.8) из [1]

(2.1.8)

Для колеса

Для шестерни

Коэффициент долговечности определяем по формуле (2.1.9) из [1]

(2.1.9)

Для колеса

Для шестерни

Допускаемое напряжение изгиба при расчёте на усталость

(2.1.10)

где Y_А – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего

приложения нагрузки, при односторонней нагрузке Y_А = 1

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1.75 [1, табл. 8.9]

Шестерня

(2.1.11)

Колесо

(2.1.11)

Предельные напряжения изгиба [1, табл. 8,9]

(2.1.11)

Шестерня

Колеса