2.2.9 Размеры заготовок.
Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колёс, требуется, что бы размеры Dзаг, Сзаг, Sзаг заготовок колес не превышали предельно допустимых значений Dпр = 125 мм, Sпр = 80 мм(табл.2.1): Dзаг≤ Dпр, Сзаг≤ Sпр, Sзаг≤ Sпр. Для цилиндрической шестерни Dзаг= da+6 = 49+6 = 55 мм; для колеса Сзаг= 0,5b2=0,5·40 = 20мм и Sзаг= 8m=8·2=16 мм.
2.2.10 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.
Расчетное значение контактного напряжения
σН= ≤ [σ]Н , где Zσ= 8400 Мпа1/2.
σН=
= 682 Мпа > [σ]Н=659
Мпа.
Расчётное напряжение σН больше [σ]Н на 3,49%, ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.
2.2.11 Силы в зацеплении
окружная Ft = 2·103T1/d1 = 2·103·80,6/45 = 3582 Н; радиальная Fr = Ft tgα/cosβ = 3582·0,364/ cos12036’ = 1335 Н, при α=200 ; осевая Fa = Fttgβ = 3582 ·tg cos12036’ = 785 Н.
2.2.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Расчетное напряжение
изгиба в зубьях:
колеса σF2=
YFS2YβYε
≤ [σ]F2=
347,64 МПа;
YFS2=3,59(табл.2.10);
Yβ=1-β/100
= 0,88 и Yε=0,65.
σF2=
·3,59·0,88·0,65 = 229 МПа
шестерни σF1= σF2 YFS1/ YFS2≤ [σ]F1=389 МПа; YFS1=4,08 (табл.2.10); σF1= 229·4,08/3,59 = 260 МПа.
2.2.13 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.
Величина максимального контактного напряжения определяется по формуле: σНmax= σH = 863 МПа ≤ [σ]Нmax =2,8σТ=2,8· 750 = 2100 МПа; где Кпер=Тпик/Т = 1,6. σНmax= 682 · =863 МПа. Значение максимального напряжения изгиба определяется по формуле: σFmax= σFKпер = 347,64· 1,6 = 556,2≤ [σ]Fmax= 1351 МПа, [σ]Fmax= σFlimYNmaxKst/Sst = 492,49·4·1,2/1,75 = 1351 МПа, где σFlim= 492,49 МПа; YNmax = 4- максимальное возможное значение коэффициента долговечности при изгибе; Kst=1,2 – коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки; Sst=1,75 – коэффициент запаса прочности. Условия прочности выполняются.