Курсовая работа: Проектирование и проверочный расчет редуктора
δ H = 0.002 [1, табл. 22];
q = 73 [1, табл. 21] – степень точности по нормам плавности.
Н/мм.
KHV =1 + 
.
МПа.
σ H < [σ] H , контактная выносливость обеспечена.
2.1.2 Проверка изгибной выносливости зубьев
Расчетное условие: σ F < [σ] F . Выясним, по какому из колес считать, вычислив отношение 
для колеса и шестерни.
Допускаемое изгибное напряжение:
, где 
- предел выносливости при эквивалентном числе циклов нагружения.
Принимаем
YS = 1 – коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений.
YR = 1 - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности. Принят 7-й класс чистоты.
YχF = 1 - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса. Для d1 < 500 принимаем равным 1.
KFg = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности – переходная поверхность не шлифуется.
KFd = 1 – деформационного упрочнения переходной поверхности не предусматривается.
KFl = 1 – нагрузка односторонняя.
- коэффициент долговечности [1].
Для шестерни
NF 0 = 4*106 [1].
NFE 1 = 60* nz 1 * 
=60*950*(3000 + 5000*0.86 + 4000*0.36 ) = 246*106 .
< 1, принимаем KFL = 1.
SF = SF ’ = 2.2 [1, табл. 24] – коэффициент безопасности.
σFlimb 0 = 1.8*HB = 1.8*220 = 396 МПа.
[σ]F1 = 
=180 МПа.
Для колеса
NFE 2 = 
88*106
< 1, принимаем KFL = 1.
SF = SF ’ = 2.2 [1, табл. 24] – коэффициент безопасности.
σFlimb 0 = 1.8*HB = 1.8*192 = 345,6 МПа.