3.3 Проверочный расчет на контактную прочность зубьев колес передачи 3-4 при перегрузках.

При действии на зубья кратковременных перегрузок требуется проверка рабочих поверхностей зубьев на контактную прочность по максимальному контактному напряжению:

σ_Нmax=σ_Н(T_max/T₃)^1/2  [σ_Н],

где σ_Нmax – максимальное расчетное напряжение при перегрузке зубьев максимальным моментом T_max.:

.

Принимаем T_max/T₃=1.8:

σ_Нmax=967.9*(1.8)^1/2=1282.195<3920, значит при кратковременной перегрузке зубья по контактной выносливости вполне прочные.

3.4 Проверочный расчет на изгибную прочность зубьев колес передачи 3-4

,

где - напряжение на изгиб для зубьев ;

- коэффициент формы зуба шестерни, для зубчатых колес цилиндрических передач внешнего зацепления принимают по графику 12.23 [2, с.189] в зависимости от коэффициента смещения Х и эквивалентного числа зубьев (для косозубых колес).

;

;

.

, согласно графику 12.23 [2, с.189] ; - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев, , - коэффициент наклона зубьев

;

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями ;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса и колеса =0.9 [2, с.186] ;

- коэффициент динамической нагрузки, по графику 12.18 [2, с.181], по таблице 12.5 =1.01[2, с.191], по графику 12.18 [2, с.183] =1.23.

Определим [ ] – допускаемое напряжение на изгиб для зубьев шестерни :

[ ]= ,

где σ_F3limb3 – предел выносливости зубьев при изгибе, σ_F3limb3=600 МПа; K_FL – коэффициент долговечности; K_FC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья, при одностороннем действии K_FC3= K_FC4=1 [2, с.190]; S_F – коэффициент безопасности, S_F3=1.7, S_F3=2.2.

,

где N_FO и N_FE – соответственно базовое и эквивалентное число циклов напряжений.

Согласно [2,с.191], N_FO=4^.10⁶, N_FE=60сnt, где с – число одинаковых зубчатых колес, с=1; n=n_III=248.88 об/мин; t=22995 часов;

тогда

;

;

;

;

[ ]= ;

[ ]= ;

[ ]= .

Напряжение на изгиб зубьев :

;

.

Условие, обеспечивающее изгибную прочность зубьев колеса, не выполняется. Следовательно, нужно увеличивать межосевое расстояние. Проделав еще четыре попытки проверочного расчета на изгибную прочность зубьев колес передачи 3-4 мы пришли к значения мм.

Подбираем параметры:

cosβ_3-4= m_3-4(Z₃+Z₄)/(2a_w3-4), подбираем так, чтобы β_3-4=8⁰…20⁰.

Примем модуль зацепления =2 [2,c.159] , примем число зубьев шестерни минимальным Z₃=24, Z₄ =

cosβ_3-4= 2*(20+93)/240=0.94; β=13.72913⁰.

,

где _tw=20/cos_3-4;

_tw- угол зацепления;

_tw=20/0,97144=20.58821 ;

отсюда Z_H3-4=1.7178.

Проверочный расчет на изгибную прочность зубьев колес передачи 3-4

,

;

.

, согласно графику 12.23 [2, с.189] ; - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев, , - коэффициент наклона зубьев

;

=1.2; =1.23; =1 =1.23.

Определим [ ] – допускаемое напряжение на изгиб для зубьев шестерни :

σ_F3limb3=600 МПа; K_FC3= K_FC4=1 [2, с.190]; S_F3=1.7, S_F3=2.2.

;

;

[ ]= ;

[ ]= ;

[ ]= .

Напряжение на изгиб зубьев :

; .