2.6.1 Определить эквивалентное число зубьев Zvи коэффициенты формы зуба шестерни YFS1 и колеса YFS2 (таблица 18):
для шестерни Zv1 = Z1 /cos3β,
для колеса Zv2 = Z2 /cos3β
Таблица 18 — Коэффициенты формы зуба YFS [3]
2.6.2 Определить коэффициент Yβ, учитывающий наклон зуба: для косозубых и шевронных колес
Yβ= 1 – β /120 ≥ 0,7; здесь β угол наклона зубьев (в градусах).
Для прямозубых колес Yβ= 1.
2.6.3 Определить расчетные напряжения изгиба F, МПа, в основании зубьев шестерни и колеса по формулам
где Ft – окружная сила в зацеплении, Н;
b2 – ширина венца колеса, мм;
mn – нормальный модуль, мм;
KF – коэффициент нагрузки;
KF = KА*KFV*KFβ*KFα,
где KА – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, KА =1;
KFV– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса (таблица 16);
KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий (рисунок 3);
KFα– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (таблица 17).
|
|
– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: для прямозубых передач =1; для косозубых и шевронных = 1/ εα.
При Н1≤350НВ и Н2≤350НВ При Н1≥350НВ и Н2≥350НВ
Рисунок 3 — График для определения коэффициента
Если при проверочном расчете закрытых передач ϭF значительно меньше ϭFP, то это допустимо, так как нагрузочная способность закрытых зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.