2.4 Проверочный расчет
2.4.1 Проверочный расчет на контактную выносливость
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии КHβ
КHβ = 1,03
Коэффициент динамической нагрузки КHV
КHV=1,09
Контактные напряжения при расчёте на выносливость H
.
2.4.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
2.4.2.1 Коэффициент формы зуба YF; X=0.
YF1=3,9; YF2=3,6;
2.4.2.2 Коэффициент, учитывающий многопарность зацепления Yε
2.4.2.3
Коэффициент, учитывающий угол наклона
зуба Y
,
2.4.2.4 Коэффициент распределения нагрузки при расчете на изгиб
КFα= КHα =1.
2.4.2.5 Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб
КF=1,3.
2.4.2.6 Коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгиб
КFV=1,3.
2.4.2.7. Напряжение изгиба при расчете на выносливость.
2.4.3 Проверочный расчет на статическую прочность при однократных перегрузках
2.4.3.1 Максимальные контактные напряжения при перегрузке.
2.4.3.2 Максимальные напряжения изгиба при перегрузках.
3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
II ступень
Исходные данные для расчёта:
1. Мощность на ведущем валу P1= 5210 Вт;
2. Частота вращения ведущего вала n1=360,15 мин-1, n2=90 мин-1
3. Передаточное число u=4;
4. Срок службы передачи L=5 лет;
5. Режим нагружения переменный см. рис.1
6.
Коэффициенты:
Kсут=0,29;
Кгод=0,6
3.1 Выбор материалов, вида термообработки зубчатых колес
Материалы и термическая обработка зубчатых колес (табл.П1)
Шестерня – сталь 45, улучшение HB1=192…240, для расчёта HB1=220;
Колесо - сталь 45, нормализация HB2=170…217, для расчета HB2=200.
Механические характеристики материала
шестерня: предел прочности - в=750 МПа, сечение S 100 мм;
предел текучести - т=450 МПа.
колесо: предел прочности - в=600 МПа, сечение S 80 мм;
предел текучести - т=340 МПа.
3.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
3.2.1 Предел контактной выносливости поверхности зубьев Hlim.
3.2.2 Коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность
SH1=1,1; SH2=1,1;
3.2.3 Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев ZR при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем RA=1,25…2,5 мкм (табл.П2); ZR=0,95.
3.2.4 Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес ZV.
Принимаем V≤5 м/сек; ZV=1,0.
3.2.5 Срок службы работы передачи Lh за расчетный срок службы
3.2.6 Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость ZN
;
;
;
;
3.2.7 Производим расчет при переменных режимах нагружения:
;
;
;
Принимаем ZN1=1, ZN2=1.
3.2.8 Допускаемые контактные напряжения [H]1, [H]2
Принимаем H =405,91 МПа.
3.2.9 Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба Flim
3.2.10 Коэффициент безопасности при расчете на изгиб SF (табл.П1).
Принимаем SF=1,75.
3.2.11 Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба YR.
Принимаем YR=1.
3.2.12 Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки Ya=1.
3.2.13 Коэффициент долговечности при расчете на изгиб YN
;
;
Принимаем:
3.2.14 Допускаемые напряжения изгиба [F]1, [F]2
;
3.2.15 Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках [H]max1, [H]max2
3.2.16 Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках [F]max1, [F]max2
