2.      Вычисляют силы в зацеплении [формулы (9.6) и (9.7)].

3.      Определяют расчетные контактные напря­жения о_н в зоне зацепления зубьев, чтобы удостовериться в отсутствии ошибок в вычислениях основных параметров пе­редачи и обеспечить полное использование материалов зубчатой пары.

Допускается недогрузка передачи не более 10 % и перегрузка до 5 %. Если условие прочности не выполняется, то изменяют ширину венца колеса Если эта мера не даст должного эф­фекта, то либо увеличивают межосевое расстояние, либо назна­чают другие материалы колес или другую термообработку, и расчет повторяют.

4.       Определяют расчетные напряжения изгиба gf в основании зубьев шестерни и колеса и сравнивают с [o]_F.

Если при проверочном расчете o_F значительно меньше [σ]ρ, то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства закрытых зубчатых передач ограничивается контактной прочно­стью, а не прочностью на изгиб. Если o_f>[a]_F, то изменяют значение модуля т, соответственно изменяя ζ ι, 22, и повторяют проверочный расчет передачи на изгиб. При этом межосевое расстояние a_w не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи.

Пример 9.1. Рассчитать закрытую прямозубую передачу. Вращаю­щий момент на валу колеса Г₂ = 189,5 Η·μ при угловой скорости колеса 0)2 = 24,8 рад/с. Передаточное число и = 4 (ориентировочно). Ресурс (срок службы) передачи Lh = 12· 10³ ч (примерно три года при двухсмен­ной работе). Передача нереверсивная (работа зубьев одной стороной). Нагрузка, близкая к постоянной.

Решение. 1. Материалы колеса и шестерни. Для изготовления зубча­тых колес выбираем распространенную сталь 45 с термообработкой — улучшение.

По табл. 8.4 принимаем:

для колеса твердость 235...262 НВ₂ (248 НВ_2ср), σ_τ = 540 Н/мм², предполагая, что наибольшая толщина сечения заготовки колеса 5_пред< <80 мм;

для шестерни твердость 269...302 НВ| (285 HBic_P), σ_τ = = 650 Н/мм² при диаметре заготовки шестерни £>_пред<80 мм.

При этом HBicp —НВгс_Р = 285 — 248 = 37 — обеспечивается прираба- тываемость зубьев (см. § 8.14).

2. Допускаемые напряжения.

По табл. 8.6 интерполированием* находим число циклов напряже­ний, соответствующее пределу выносливости: для шестерни М_Я01 = = 22,5-10⁶; для колеса N_HQ2 = 16,2-10⁶. Рекомендуется ^ = 4-10⁶ (см. § 8.16).

Число циклов нагружения зубьев за весь срок службы [формула (8.17)]:

колеса

N2 = 573 0)2 LA = 573 · 24,8 · 12· 10³= 170· 10⁶;

шестерни

= N2U = 170 · 10⁶ · 4 = 680 · 10⁶.