3.2Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:

_H = ч (4.18)

_H = = 386,81421 МПа

= 386,81421 МПа.  [_H]=384 МПа

Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:

окружная:

F_t = = = 290,9Н, (4.19)

радиальная:

F_r = F_t · = 290,9 · = 271,4 *0,364=105,8 Н; (4.20)

осевая:

F_a = F _t · tg() = 271,4 · tg(0^o) = 0 Н. (4.21)

Коэффициент перегрузки привода К_п = 1. Максимальное напряжение, возникающее при пиковой нагрузке, определяют по формуле 3.21[1]:

_max = _H · = 386,81421 · = 386,81421, (4.22)

оно не должно превышать предельного допускаемого напряжения:

[_Hпр] = 3,1 · _t = 3.1 · 440 = 1364 МПа. (4.23)

_max < [_Hпр]

Условие прочности по пиковым нагрузкам выполнено.

3.3Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25[1]:

_F =  [_F] (4.24)

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_F · K_Fv (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес K_F = 1,3, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент K_Fv=1,1. Таким образом коэффициент K_F = 1,3 · 1,1 = 1,43. Y - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Z_v (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):

у шестерни: Z_v1 = = = 33 (4.25)

у колеса: Z_v2 = = = 139 (4.26)

Тогда: Y_F1 = 3,8; Y_F2 = 3,487

Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:

[_F] = . (4.27)

K_FL - коэффициент долговечности.

Для шестерни: ^o_{F lim b} = 1,8*240 = 432МПа;

Для колеса : ^o_{F lim b} = 1,8*205 = 369 МПа.

Коэффициент [S_F] безопасности находим по формуле 3.24[1]:

[S_F] = [S_F]' · [S_F]". (4.31)

где для шестерни [S_F]' = 1,75 ;

[S_F]" = 1 ;

[S_F(шест.)] = 1,75 · 1 = 1,75

для колеса [S_F]' = 1,75 ;

[S_F]" = 1 .

[S_F(кол.)] = 1,75 · 1 = 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни: [_F3] = = 247 МПа;

для колеса: [_F4] = = 211 МПа;

Находим отношения : (4.32)

для шестерни: = = 65 МПа

для колеса: = = 58,94 МПа.

Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определим коэффициенты Y_ и K_F (см.гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):

Y_ = = = 1 (4.33)

K_F =

К_Fα = =0,917

(4.34)

Для средних значений торцевого перекрытия _ = 1,5 и для 8-й степени точности (n - степень точности) K_F = 0,917.

Проверяем прочность зуба колеса:

_F2 = = = 23,96 МПа

_F2 = 23,96МПа < [_f] = 211 МПа.

Условие прочности выполнено.

Таблица 5. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	HB1ср	в	[]H	[]F
			HB2ср	H/мм2
Шестерня	45	улучшение	205	780	440	247
Колесо	50	нормализация	240	730	384	211

Таблица 6. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

Проектный расчёт
Параметр		Значение		Параметр			Значение
Межосевое расстояние aw		100		Угол наклона зубьев , град			0
Модуль зацепления m		1		Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца:				шестерни d1 колеса d2			33 208,5
шестерни b1 колеса b2		42 38
Числа зубьев:				Диаметр окружности вершин:
шестерни z1 колеса z2		22 139		шестерни da1 колеса da2			36 211,5
Вид зубьев		прямозубая передача		Диаметр окружности впадин:
				шестерни df1 колеса df2			36,5 212
Проверочный расчёт
Параметр			Допускаемые значения		Расчётные значения	Примечание
Контактные напряжения H, H/мм2			384		292,482	-
Напряжения изгиба, H/мм2	F1		247		38,64	-
	F2		211		39,82	-