На контактную усталость активных поверхностей зубьев

Проверочный расчет передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности [6]

 

где Z_Е – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес; для стальных зубчатых колес Z_E = 192 МПа^1/2 [14];

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [14]:

 

 

где α _w = 20° – угол зацепления;

 

 

Z _ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых колес Z _ε = 1 [14];

K_{H β} = 1, 2 (см. ранее);

K_Нv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении [14]:

 

 

где ω _Hv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм [6, с. 328];

K_А – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; K_А = 1, [6, c. 29];

 

 

где δ _Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [6, с. 329, табл. 18.2]; δ _Н = 0, 06;

g ₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [6, с. 329, табл. 18.3], g ₀ = 5, 6;

 

 

 

 

Определяем процент перегрузки:

 

 

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