Курсовая работа: Проектирование и проверочный расчет редуктора
Расчетное условие: σ H < [σ] H .
[σ] H = [σ] H3 = 413 МПа (см. проектировочный расчет).
Расчетная формула контактного напряжения:
.
Принимаем
ZH = 1.77 – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.
ZM = 275 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес.
εα = 
- торцевой коэффициент перекрытия.
Zε = 
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
KHβ = 1.05 [1, табл. 20], KHα = 1.14
KHV =1 + 
;
Н/мм,
δ H = 0.006 [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.
2.2.2Проверка 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. Для m = 2..5 мм принимается равным 1.
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].