3.2.2Проверка передачи на изгибную выносливость зубьев.

1.Условие работоспособности на изгиб:

где: Ft-окружная сила, Н, F_t =742 H; m_n = 2 мм; b₂ = 20 мм;

К_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб;

К_FV - коэффициент динамичности нагрузки при расчете на изгиб.

Можно считать, что , а

2. Коэффициент формы зуба Y_F.

Для шестерни: Z_V1 = Z / cos³ β

Для колеса:

3. Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Y_ε = K_α / (K_ε · ε_α),

где: K_α - коэффициент, учитывающий многопарность зацепления;

K_ε - коэффициент, учитывающий осевое перекрытие зубьев;

ε_α - коэффициент торцового перекрытия.

K_α = 1, тогда Y_ε = Z²_ε

Y_ε = 0,8² = 0,64

4. Коэффициент,учитывающий угол наклона зубьев:

5. Условие прочности.

На изгибную выносливость проверяются зубья того колеса, для которого - минимально.

Коэффициенты формы зуба Y_F1 и Y_F2 :

Z_V1 = Z₁/cos³ β; определяем из таблицы 11.11.

Учитывая, что X₁ = X₂ = 0, получим:

; Y_F1 = 3,9

=280 / 3,9= 71,79 МПа; = 260 / 3,63 = 71,82 МПа

Следовательно, на изгибную выносливость проверяем зубья шестерни:

6.Проверим зубья на прочность при пиковых нагрузках.

Под пиковой нагрузкой будем понимать возникающий при пуске максимальный момент электродвигателя Т_max

Проверяем на контактную прочность при пиковой перегрузке:

;

где: МПа

= 1540 МПа;

= 2,2

= 401 · = 594,8 МПа < = 1540 МПа;

Следовательно, контактная пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.

Проверяем на изгибную прочность при пиковой перегрузке:

= · =46 · 2,2 = 101,2 МПа < = 560 МПа;

Общая пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.

3.2.3 Геометрические характеристики зацепления

Расчет геометрических размеров передачи внутреннего зацепления проводится по ГОСТ 19274-73.

Для рассчитываемой передачи имеем геометрические параметры: m_n = 2 мм; a_w = 80 мм;

b₁ =25 мм; b₂ = 20 мм; d₁ = 46 мм; d₂ =114 мм; β =15,74^o; U = 2,5; x₁ = x₂ = 0.

Определяем основные размеры шестерни и колеса.

Диаметр окружностей вершин зубьев:

d_a1 = d₁ +2 · (h_a^* + x₁) = 46 + 2 · (1+0)2 = 50 мм.

d_a2 = d₂ + 2 · (h_a^* + x₂) = 114 + 2 · (1+0)2 = 118 мм.

где h_a^*-коэффициент головки зуба исходного контура.

В соответствии с ГОСТ 13755-81 у исходного контура с

имеем ; h_a^* = 1, x-коэффициент смещения режущего инструмента.

Диаметр окужностей впадин зубьев:

d_f1 = d₁ – 2 · (h_a^* + c^* - x₁) =46 - 2 · (1+0,25-0)2 = 41 мм.

d_f2 = d₂ +2 · (h_a^* + c^* - x₂) =114 - 2 · (1+0,25-0)2 = 109 мм

Здесь с^* - коэффициент радиального зазора исходного контура.

Согласно ГОСТ 13755-81,имеем c^* = 0,25.

3.2.4 Ориентировочная оценка кпд редуктора.

Для одноступенчатого редуктора

η_ред =1 – ψ_з – (ψ_n + ψ_r)

где: ψ_з - коэффициент, учитывающий потери зацепления;

ψ_n - коэффициент, учитывающий потери в подшипниках;

ψ_r - коэффициент, учитывающий потери на разбрызгивание и перемещение масла.

Ψ_з =2,3 · f · (1/Z₁ + 1/Z₂)

Принимаем f= 0,07, тогда

Ψ_з = 2,3 · 0,07 · (1/22 + 1/55) = 0,01

(ψ_n + ψ_r) = 0,03, тогда

η_ред = 1 – 0,01 – 0,03 = 0,96