2.3. Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость.

Задачей этого пункта является проверка зубьев шестерни и колеса на изгибную выносливость. Основной вид разрушения – усталостная поломка зуба.

Условие изгибной выносливости зубьев:

,

где _F и [_F] – расчетное и допустимое напряжение на изгиб.

Силы, действующие в зацеплении: [1, стр.158]

окружная

радиальная

осевая

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

, [1, стр.46]

где K_F – коэффициент нагрузки, K_F= K_F* K_FV;

K_F=1.10; K_FV=1.3 [1, стр.43]; K_F=1.1*1.3=1.43;

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_v1.

Для шестерни [1, стр.46];

Для колеса [1, стр.42];

Y_F1=3.85; Y_F2=3.6 [1, стр.42].

Допускаемое напряжение

, [1, стр.43]

где _{Fo lim b} – предел выносливости для стали 40ХН – улучшенной, при твердости НВ<350, _{Fo lim b}=1,8НВ; [S_F]^’=1,75 – учитывает нестабильность свойств. [1, стр.44, табл.3.9.],

для шестерни _{Fo lim b}=1.8*300=540 МПа,

для колеса _{Fo lim b}=1.8*270=486 МПа;

[S]=[S]’[S]” – коэффициент безопасности [1, стр.43], [S]”=1,0 – для поковок и штамповок, [S]=1.75.

Итак, допускаемые напряжения

для шестерни для колеса

Найдем отношение :

для шестерни для колеса

МПа МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. [1, стр.295] Т.е. для шестерни 1.

Определяем коэффициент компенсации погрешности Y_ и коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями K_H.

[1, стр.46]

, [1, стр.47]

где n – степень точности;

_ - коэффициент торцевого перекрытия, _=1,5 [1, стр.47]

Итак, K_F=1.375.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле

[1, стр.46]

.

Условие прочности зубьев на изгибную выносливость выполняется.

2.4. Проверочный расчет зубьев при перегрузках.

Основной вид разрушения зубьев при перегрузках – это статическая поломка зуба. Таким образом, проверка выполняется по объемной статической прочности.

Условие прочности при перегрузках:

Максимальные контактные напряжения _{H max} при перегрузке моментом T_пик можно выразить через известное напряжение _H

, где _H и T_max – соответственно расчетные напряжения и момент по контактной усталости зубьев; [_H]_max – предельное допускаемое напряжение;

_Н=456.08 МПа;

[_H]_max = 3,1 · _Т = 2139 МПа; [1, стр.41]

_Hmax = =456.08· =645Мпа

_Hmax < [_H]_max - условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Максимальные напряжения на изгиб _{F max}

[2, стр.174]

T_пик=*Т₄=*Т_max (см. техническое задание); _F =_F2;

_{F max}=_F1 · ^*=199.08*·2=399.16 Мпа

_Т=690 МПа – для стали 40ХН [1, стр.34];

[_F]_max=0,8·_t =0,8·690=552 Мпа [2, стр.175];

Таким образом,

_Fmax < [_F]_max

251.0

399,16 Мпа < 552 МПа – условие прочности на изгиб выполняется.

Таким образом, оба условия выполняется.

3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи.