Из-за меньшего числа зубьев зуб шестерни у основания более тонкий, чем у колеса; это отражено в большем значении коэффициента YF (Υ pi !> Y F2) • ДЛЯ обеспечения примерно равной про¬чности зубьев шестерни и колеса шестерню делают из более прочного материала, чем колесо.
(9...13) 141
Зубья шестерни и колеса имеют равную прочность на изгиб при условии

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 
§ 9.6. Последовательность расчета на прочность закрытых прямозубых передач
(см. решение примера 9.1)
Исходные данные: 1. Вращающий момент на валу колеса и угловая скорость колеса ω2.
2.    Передаточное число и.
3.    Условия работы.
Последовательность расчета:!. Выбирают ма¬териалы колес и назначают термообработку (см. табл. 8.4).
2.    Определяют допускаемые напряжения:
а)    по табл. 8.6 принимают число циклов напряжений ΝΗ0, со¬ответствующее пределу выносливости материала колеса и шес¬терни.
=4-106 (см. § 8.16);
б)    определяют число циклов нагружения зубьев колес N за весь срок службы [формула (8.17)];
в)    вычисляют коэффициенты долговечности KHL и Kfl [фор¬мулы (8.16) и (8.20)];
г)    по табл. 8.5 определяют допускаемые контактные [а]//0 и из- гибные [σ]Ρ0 напряжения для зубьев колеса и шестерни, соответ¬ствующие числу циклов перемены напряжений ΝΗ0 и NF0;
д)    вычисляют допускаемые напряжения [а]я и [σ]Ρ для колеса и шестерни с учетом ресурса передачи [формулы (8.15) и (8.19)].
3.    Задаются расчетными коэффициентами: ширины венца колеса ψα (см. § 9.4) и нагрузки Кщ (см. § 9.4) и KF$ (см. § 9.5) Определяют межосевое расстояние передачи aw [фор¬
мула (9.10)], которое часто округляют до ближайшего стандарт¬ного значения (см. § 9.4 или ниже в табл. П.1).
4.    Вычисляют предварительные основные размеры колеса: делительный диаметр d2 [формула (9.5)] и ширину венца Ь2 = = ψα aw.
5.    Определяют модуль зубьев т. Чтобы обеспечить примерно равную контактную и изгибную прочность зубьев, опре¬деление модуля ведут расчетом на изгиб по размерам d2 и 62 колеса, полученным из условия контактной прочности.