Допускаемые напряжения изгиба.

По формуле (8.67):

где σ _Flim – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;

Y_A – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Y_N – коэффициент долговечности;

S_F – коэффициент безопасности.

По таблице 4.2 [3] для колес обеих ступеней σ _Flim = 1, 8 · Н_2ср = 1, 8 ·245 = 441 МПа; для шестерни – σ _Flim = 1, 8 × Н_1ср = 1, 8 × 270 = 486 МПа.

Для односторонней нагрузки принимаем Y_A=1. По таблице 4.2 [3] принимаем коэффициент S_F = S_F1 = S_F2 = 1, 75.

Коэффициент долговечности при H < 350 НВ равен

(формула 8.68)

где N_FG – базовое число циклов напряжений при изгибе;

N_FE - расчётное число циклов напряжений при изгибе.

Величина N_FG = 4·10⁶ для всех сталей (см. с. 174).

Число циклов напряжений для зубьев всех колес редуктора вычисляется по формуле (8.70): .

Для колеса второй ступени при n = n_вых:

N_FE2 = 60× 1× 108, 3× 20000× (1⁶× 0, 6 + 0, 6⁶ × 0, 4) = 7, 8× 10⁷.

Поскольку получается, что N_FE2 > N_FG = 4× 10⁶, то по аналогии с величиной Z_N принимаем Y_N = 1. Таким же образом и для всех других колес и шестерен получим Y_N = 1.

Для обоих колес

[s_F2] = 441 / 1, 75 = 252 МПа.

Для шестерни второй ступени

[s_F1] = 486 / 1, 75 = 278 МПа.

Предельные допускаемые напряжения определяем по таблице 4.2 [3].

Поскольку твердость зубьев колес меньше, чем у шестерен, то проверку прочности по предельно допускаемым напряжениям осуществляем по более слабым звеньям – колесам.

Для термообработки «улучшение» колес обеих ступеней получаем

[s_H]_max =2, 8·s_T – предельное контактное напряжение;

[s_F]_max=2, 74·H_2ср – предельное напряжение изгиба.

Здесь s_Т = 550 МПа – предел текучести (см. раздел 1.4).

[s_H]_max =2, 8·550= 1540 МПа;

[s_F]_max=2, 74 ·245 = 671 МПа.

Примечание. Если обе ступени редуктора прямозубые, то можно использовать для выбора материала и расчета допускаемых напряжений первой ступени методику, изложенную выше.