3.3 Перевірочний розрахунок ступені 1-2

Перевірка на контактну втомну міцність

Розрахункова умова σ_н ≤ [σ] _н

[σ] _н = [σ] _{н роз} = 518 МПа.

де Z_м = 275 МПа^1/2 – коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів спряжених зубчастих коліс [3, стр.71].

Z_н - коефіцієнт, що враховує форму спряжених поверхонь зубів, для прямозубих коліс при α = 20^о

Z_ε - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній. Для прямозубих коліс

Коефіцієнт К_Н = К_Нα К_Нβ К_Нν = 1∙ 1,07 ∙ 1,16 = 1,24

К_Нα – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами. Для прямозубих передач приймається = 1[3, стр.95].

К_Нβ - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця.

По табл.37[3] при b₂/d₁ = 30/52 = 0,58; (колесо приробляється; положення колеса - поблизу однієї з опор) К_Нβ = 1,07.

К_Нν – коефіцієнт динамічності навантаження. [3, табл.38].

. Клас точності 8В. Н₂ ≤ 350 HВ. К_Нν = 1,16.

σ_н < [σ] _н. 423 < 518 МПа – контактна втомна міцність забезпечена.

Перевірка на втомну міцність на згин.

Розрахункова умова: σ_F ≤ [σ] _F.

З'ясовуємо, по якому із зубчастих коліс пари вести розрахунок, для чого і для шестерні, і для колеса розраховуємо [σ] _F/Y_F.

Напруга на згин, що допускається

Для шестерні:

де σ_{F limb} = 1,8Н_НВ =1,8 ∙ 285 = 513 МПа. [3, табл.39] – межа витривалості зубів на згин.

K_Fc – коефіцієнт, що враховує напрям додатка навантаження до зубів. Для нереверсивних передач K_Fc =1.

S_F =2,2 – коефіцієнт запасу, вибираємо з табл.41 (вірогідність не руйнування більш 0,99) [3].

K_FL – коефіцієнт довговічності. Розраховуємо по формулі:

< 1. Має межі можливих значень при

m = 6 – 1≤ K_FL ≤ 2,08. Приймаємо рівним 1.

где m – показник ступіні. Для зубчастих коліс з твердістю поверхні НВ≤350 m = 6 [3, стр.110].

N_FO – базове число циклів змін напруги, відповідне тривалій межі витривалості. Для всіх сталей N_FO = 4∙10⁶ [1, стр.110].

N_FE – еквівалентне число циклів змін напруги. Розраховується з врахуванням даних режиму навантаження. Для шестерні:

Для колеса: σ_{F limb} = 1,8Н_НВ =1,8 ∙ 250 = 450 МПа.

N_FE2 = N_FE1/u_1-2 = 489940746/2,46 = 199162905

< 1, приймаємо =1.

.

Знаходимо Y_F1 – безрозмірний коефіцієнт, величина якого залежить від форми зуба. Число зубів Z₁ = 26; Z₂ = 64. Знаходимо по табл.24[3, стр.77].

Y_F1 = 3,89; Y_F2 = 3,618.

«Слабкішим» елементом є колесо, по якому ведеться подальший розрахунок.

де Y_F2 = 3,618;

Y_ε ≈ 1- коефіцієнт, що враховує спільну роботу точних зубців;

Y_β = 1- коефіцієнт, що враховує нахил зуба. Для прямозубых передач рівний 1.

K_Fα – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами. Для прямозубих циліндричних передач приймається рівним 1.

K_Fβ - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця. По табл.37

[3, стр.104] при b₂/d₂ = 30/128 = 0,23; (колесо приробляється; положення колеса - поблизу однієї з опор) К_Fβ = 1,06.

K_FV - коефіцієнт динамічності навантаження. [3, табл.38].

Клас точності 8В. Н₂ ≤350 HВ. V = 3,93 м/с; К_Fν = 1,11.

σ_F < [σ] _F. 81 < 205 МПа – втомна міцність на згин забезпечена.

Перевірка на контактну міцність при дії максимальних перевантажень.

σ_{н max} ≤ [σ] _{н max},

σ_Н = 423 МПа;

[σ]_{H max} = 2,8σ_T = 2,8x540 =1512 МПа

де σ_T = 540 МПа – вибираємо по табл.26 по найменш твердому колесу.

σ _{H max} < [σ]_{H max}

678 < 1512 МПа – контактна міцність при дії максимальних перевантажень забезпечена.

Перевірка міцності на згин при дії максимальних перевантажень.

σ_{F max} ≤ [σ] _{F max},

σ_{F max} = σ_F · К_пер = 81 · 2,57 = 208 МПа.

[σ] _{F max} = 2,75Н_НВ = 2,75 · 250 = 687,5 МПа.

σ_{F max} < [σ] _{F max}; 208 < 687,5 - міцність на згин при дії максимальних навантажень забезпечена.