Проверочный расчет зубьев на контактную усталость

Проверочный расчет передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности [5]

где Z_Е – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес; для стальных зубчатых колес Z_E = 192 МПа^1/2 [4];

где α _w = 20° – угол зацепления;

Z _ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых колес Z _ε = 1 [4];

K_{H β} = 1,2 (см. ранее);

K_Нv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении [4]:

где ω _Hv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм [5, с. 328];

K_А – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; K_А = 1, [5, c. 29];

где δ _Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [5, с. 329, табл. 18.2]; δ _Н = 0,06;

– коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [5, с. 329, табл. 18.3], = 5.6.

ω _Hv= 0.06 · 5.6 · 3.778 = 14.324 H/мм

K_Нv=1+ = 1.487

=192 · 2.495 · 1 = 355.97 МПа

Определяем процент перегрузки:

Δ = ( - ) · 100 % = |342.63-355.94| / 342.63 · 100 % = 3.89%

По принятым в машиностроении нормам для допускается отклонения: 5 % перегрузка и 10 % недогрузка. Условие прочности выполняется.