4. Проверка зубьев на изгибную выносливость

   1. Напряжения изгиба в зубьях колеса

.

Эквивалентное число зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий форму зубьев колеса

.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев

Напряжение в опасном сечении зубьев колеса

МПа.

МПа < МПа.

2. Напряжения изгиба в зубьях шестерни

Эквивалентное число зубьев шестерни

Коэффициент, учитывающий форму зубьев шестерни

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни

МПа < МПа.

4. Основные геометрические размеры колес

   1. Диаметры делительных окружностей

мм;

мм.

Проверка: мм = мм.

2. Диаметры окружностей вершин зубьев

мм;

мм.

4.6.3 Диаметры окружностей впадин зубьев

мм;

мм.

4.7 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила F_t1 = F_t2 = Н.

Радиальная сила Н.

Осевая сила Н.

4.8 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку

Определяем коэффициент перегрузки привода

= 2,67.

Максимальное контактное напряжение σ_{H max}

.

Максимальные напряжения изгиба

МПа < [σ]_Fmax1= 782,3 МПа;

МПа < [σ]_Fmax2 = 680,9 МПа.

Во всех случаях прочность зубьев при кратковременных пиковых перегрузках также обеспечена.

5 Пример расчета открытой цилиндрической передачи

5.1 Исходные данные

Мощность на валу шестерни, Р_IV, кВт – 1611,87.

Мощность на валу колеса, Р_V, кВт – 1500.

Вращающий момент на шестерни, Т_IV, Н·м – 192,57.

Вращающий момент на колесе, Т_V, Н·м – 750.

Частота вращения шестерни, n_IV, об/мин – 80.

Частота вращения колеса, n_V, об/мин – 19,1.

Передаточное число, =4,19.

Режим нагружения передачи – 0.

Передача не реверсивная

Расположение шестерни – консольное.

Смазка погружением колеса в масляную ванну.

Электродвигатель имеет следующие параметры:

• мощность номинальная , Вт – 2200;

• мощность расчетная , Вт – 2140,73;

• отношение пускового момента к номинальному Т_maх / Т_ном = 2,6.

5.2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

5.2.1Число циклов перемены напряжений шестерни и колеса N_∑5 и N_∑6

N_∑5 = 60  L_h  n_IV = 60  8000  80 = 38,4  10 ⁶;

N_∑6 = 60  L_h  n_V = 60  8000  19,1 = 9,17  10 ⁶.

5.2.2 Эквивалентное число циклов перемены напряжений

Для шестерни:

N_FE5 =K_FE·N_∑5=1,0∙38,4∙10⁶=38,4∙10⁶,

­­где K_FE=1,0 ( см. таблицу 5).

Для колеса:

N_FE6=K_FE∙N_∑6=1,0·9,17·10⁶=9,17·10⁶.

5.2.3 Материалы зубчатых колес

Шестерня изготавливается из стали 45 ГОСТ 1050-88 (см. таблицу 1). Термообработка – улучшение, НВ=269302 (средняя твердость HB_ср5=285,5), предел прочности _В5=890 МПа, предел текучести _Т5=850 МПа.

Колесо изготавливается также из стали 45 ГОСТ 1050-88 (см. таблицу 1). Термообработка – улучшение, НВ=235262 (средняя твердость HB_ср6=248,5), предел прочности _В6=780 МПа, предел текучести _Т6=540 МПа.

5.2.4 Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу изгибной выносливости

(см. с.8).

5.2.5 Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость

Для шестерни:

,

где  предел изгибной выносливости при отнулевом цикле напряжений (см. таблицу 4), для улучшенных колес:

=1,75HB_ср5 = 1,75285,5 =499,6 МПа,

 коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную прочность ( см. с.11);

- коэффициент долговечности, так как

> N_FG5 =4  10⁶, то (см. с.11);

– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, при зубофрезеровании (см. с.12);

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (реверса); при одностороннем приложении нагрузки (см. с.12).

Тогда:

Для колеса:

,

=1,75HB_ср6 = 1,75248,5 =434,9 МПа.

Поскольку N_FE6=9,17  10 ⁶ > N_FG6=4  10 ⁶ , то (см. с.11), тогда:

5.2.6 Предельные допустимые напряжения для расчета на изгибную выносливость

Для шестерни

МПа.

Для колеса

МПа.