2.4.2.4 Коэффициент распределения нагрузки между зубьями при расчете на изгиб

2.4.2.4. Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на изгиб К_F определяется по графикам рис. 3.

2.4.2.5. Коэффициент динамической нагрузки при расчёте на изгиб К_FV выбирается по табл. 13.

2.4.2.6. Напряжения изгиба при расчете на выносливость

Проверочный расчет на статическую прочность при перегрузках

2.4.3 Прочность зубьев при однократной перегрузке

Кратковременные перегрузки (например, при пуске электродвигателя), не учтенные при расчете на усталость, могут привести к потере статической прочности зубьев. Поэтому необходимо проверить статическую прочность передачи при перегрузках.

2.4.3.1 Условие контактной прочности при действии максимальной однократной нагрузки

,

где - максимальное допускаемое напряжение.

Максимальное расчетное напряжение определяют по формуле

,

где - напряжения и вращающий момент на шестерне при расчете на сопротивление усталости рабочих поверхностей зубьев;

T_1max - максимальный вращающий момент на шестерне (Т _1max = Т₁ ∙ К_п, где К_п – коэффициент перегрузки).

2.4.3.2. Максимальные расчетные напряжения определяют по формуле

где - напряжения и вращающий момент на шестерне при расчете на сопротивление усталости при изгибе, Т_1max - максимальный момент на шестерне.

2. Пример расчёта закрытой цилиндрической передачи (зацепление внешнее) Исходные данные для расчёта

Рис.6 Схема редуктора

Рис.5 График нагрузки

1. Мощность на ведущем валу P₁=4,0 кВт;

2. Частота вращения ведущего вала n₁=380 мин^-1;

3. Передаточное число u=2,5;

4. Срок службы передачи L=10 лет;

5. Режим нагружения переменный см. рис. 5

Коэффициенты: K_сут=0.67; К_год=0.82

3.1. Выбор материалов , вида термообработки зубчатых колес

1. Материалы и термическая обработка зубчатых колес (табл.1)

Шестерня – сталь 45, улучшение HB₁=192…240, для расчёта

HB₁=220;

Колесо - сталь 45, нормализация HB₂=170…217, для расчета HB₂=200.

2. 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

1. Предел контактной выносливости поверхности зубьев _Hlim.

2. Коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность

S_H1=1,1; S_H2=1,1;

3. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев Z_R при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем R_A=1,25…2,5 мкм (табл.2); Z_R=0,95.

4. Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес Z_V.

Принимаем V≤5 м/сек; Z_V=1,0.

5. Срок службы работы передачи L_h за расчетный срок службы.

6. Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость Z_N

7. Допускаемые контактные напряжения [_H]₁, [_H]₂

Принимаем _H =423,18 МПа.

3.2.8 Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба _Flim .

3.2.9 Коэффициент безопасности при расчете на изгиб S_F (табл.1).

Принимаем S_F=1,75.

3.2.10 Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба Y_R.

Принимаем Y_R=1.

3.2.11 Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки Y_a=0,65.

3.2.12 Коэффициент долговечности при расчете на изгиб Y_N.

3.2.13 Допускаемые напряжения изгиба [_F]₁, [_F]₂ ;

3.2.14 Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках [_H]_max1, [_H]_max2.

3.2.15 Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках [_F]_max1, [_F]_max2.