4.3. Проверочные расчеты закрытой кососубой цилиндрической передачи.

4.3.1. Расчет на контактную выносливость.

Расчетные контактные напряжения в полосе зацепления определяем по формуле:

, МПа (4.15)

где: Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев ( Z_H = 1.74 );

Z_M – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес ( Z_M = 275);

Z_E – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии ( Z_E = 0.8 );

W_Ht – удельная расчетная окружная сила, Н/мм:

, (4.16)

здесь: K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ( K_Hα = 1.02 );

K_Hβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ( K_Hβ = 1.11 );

K_HV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении ( K_HV = 1).

Проверяем условие: , (4.17)

Условие прочности выполняется.

27

4.3.2. Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе.

Расчетное напряжение при изгибе определяется по формуле:

(4.18)

где:Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба в зависимости от эквивалентного числа зубьев ( ); (4.19)

Y_E – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев ( Y_E = 1 );

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба

(4.20)

W_Ft – удельная расчетная окружная сила, Н/мм:

, (4.21)

здесь: K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ( K_Fα=1);

K_Fβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине (K_Fβ = 1.25 );

K_HV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении ( K_HV = 1.1).

Проверочный расчет зубчатой передачи на выносливость при изгибе производим для менее прочного звена: шестерни или колеса. Для этого необходимо определить отношение σ_FP/Y_F для шестерни и колеса и проверку на выносливость производим для того звена, у которого это соотношение меньше.

Допускаемые напяжения на выносливость зубьев при изгибе определяем по формуле:

,МПа (4.22)

где: Y_S – коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительности материала и концентрации напряжений ( Y_R = 1.07);

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности ( Y_R = 1.2);

K_XF – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

, (4.23)

σ_Flimb =1.8∙НВ – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;

K_Fα – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба (K_Fα = 1.1);

K_Fβ – коэффициент, учитывающий деформационное упрочнение или электрохимическую обработку переходной поверхности (K_Fβ = 1);

K_FO – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (K_FO = 1);

K_F1 – коэффициент долговечности (K_F1 =1);

S_F – коэффициент безопасности;

28

, (4.24)

здесь: – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи ( = 1.75);

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки ( =1.15).

Производим расчет допускаемого напряжения на выносливость при изгибе для шестерни:

Производим расчет допускаемого напряжения на выносливость при изгибе для колеса:

Сравниваем соотношения для шестерни и колеса, для чего находим по формуле (4.19) эквивалентное количество зубьев:

Определяем по графику рис.3.3/1/ Y_F1 = 3.8, Y_F2 =3.71

дальнейший расчет проводим для колеса.

Так как , то условие прочности выполняется.