Проверочный расчет закрытой цилиндрической передачи на выносливость по напряжениям изгиба

2.6.1 Определить эквивалентное число зубьев Z_vи коэффициенты формы зуба шестерни Y_FS1 и колеса Y_FS2 (таблица 18):

для шестерни Z_v1 = Z₁ /cos³β,

для колеса Z_v2 = Z₂ /cos³β

Таблица 18 — Коэффициенты формы зуба Y_FS [3]

2.6.2 Определить коэффициент Y_β, учитывающий наклон зуба: для косозубых и шевронных колес

Y_β= 1 – β /120 ≥ 0,7; здесь β  угол наклона зубьев (в градусах).

Для прямозубых колес Y_β= 1.

2.6.3 Определить расчетные напряжения изгиба _F, МПа, в основании зубьев шестерни и колеса по формулам

где F_t – окружная сила в зацеплении, Н;

b₂ – ширина венца колеса, мм;

m_n – нормальный модуль, мм;

K_F – коэффициент нагрузки;

K_F = K_А*K_FV*K_Fβ*K_Fα,  

где K_А – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, K_А =1;

K_FV– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса (таблица 16);

K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий (рисунок 3);

K_Fα– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (таблица 17).

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: для прямозубых передач =1; для косозубых и шевронных = 1/ ε_α.

При Н₁≤350НВ и Н₂≤350НВ             При Н₁≥350НВ и Н₂≥350НВ 

Рисунок 3 — График для определения коэффициента

Если при проверочном расчете закрытых передач ϭ_F значительно меньше ϭ_FP, то это допустимо, так как нагрузочная способность закрытых зубчатых передач огра­ничивается контактной прочностью.