Методические указания по расчету закрытых передач для студентов инженерно-технических специальностей в курсовых и дипломных проектах, страница 10

                                                                     (см. таблицу А.8) для передачи с      круговыми зубьями.                                                                

                 

Недогрузка передачи составляет:  

недогрузка передачи составляет:

 недогрузка передачи составляет:               

В обоих случаях недогрузка является допустимой (см. 14), т.е. прочность зубьев по контактным напряжениям обеспечена.

4.4.2 Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость

Уточнение коэффициента ширины венца  ψ_d1:

          ψ_d1 = b₂ / d₁ = 67 / 96,39 = 0,695.          ψ_d1 = b₂ / d₁ = 48 / 66,91 = 0,717.

По таблице А.2 для уточненных значений ψ_d10,7 и твердости материалов зубчатых колес НВ≤350 начальный коэффициент концентрации нагрузки  принимается  = 2,21.

Коэффициент режима нагрузки Х = 0,5 (см. п.2.3).

               Коэффициент концентрации нагрузки К_Fβ:

     К_Fβ = × (1-Х)+Х=

=2,21×(1-0,5)+0,5 = 1,605.

По таблице А.6 коэффициент динамичности нагрузки принимается:

К_FV = 1,45.                           |                K_FV = 1,09.

Коэффициент нагрузки K_F

K_F=K_Fβ×K_FV=1,605×1,45=2,327.       |      K_F=K_Fβ×K_FV =1,267×1,09=1,381.

Эквивалентное число зубьев колеса Z_V2, Z_Vn

Z_V2 = Z₂ / cosδ₂ = 108 / cos 75,9638⁰=              Z_Vn2 = Z₂ / (cos³_βm × cosδ₂)=

= 445,3.                                                               = 84/ (cos³35⁰ × cos 75,9638⁰)=

= 84 / (0,55 × 0,24) = 629,7.

Эквивалентное число зубьев шестерни Z_V1, Z_Vn1

Z_V1 = Z₁ / cos δ₁ = 27 / cos14,0362⁰=                    Z_Vn1 = Z₁ / (cos³_βm× cosδ₁) =       

= 27,8.                                                                     = 21 /(cos³35⁰×cos14,0362⁰) =

= 21 / (0,55×0,9688) = 39,4.

Коэффициент смещения при  4 принимается в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни ( и ):

Х_Ve1 = 0,26 (см.таблицу А.9);                               Х_Vn1 = 0,17 (см. таблицу А.10);

Х_Ve2 = -Х_Ve1 = - 0,26.                                              Х_Vn2 = - Х_Vn1 = - 0,17.

Коэффициент формы зуба шестерни и колеса  Y_{F 1} , Y _{F 2}

             

      

Коэффициент долговечности при изгибе К_FД

Для III-го  режима работы примем: К_FЕ = 0,68, m = 6 (см. таблицу А.3).

Тогда:

                

Поэтому принимаем К_FД = 1 (см. с.9), тогда  Т_FE2 = T₂  = 465 Н×м.

По таблице А.8 коэффициент прочности зуба колеса _F:

          _F = 0,85.                                             _F = 0,91+0,08×=

= 0,91+0,08×4=1.23.

Расчетное напряжение  изгиба на зубьях колеса  σ_F2 :

                

Напряжение изгиба в зубьях шестерни σ_F1:

;

Во всех случаях прочность зубьев на изгиб обеспечена.

4.4.3 Расчет передачи на кратковременную пиковую нагрузку

Определяем коэффициент перегрузки привода

=2,27.

Т.к.  , то производим проверку передачи только по пиковым контактным напряжениям (см. с.15)                                            

Максимальное контактное напряжение σ_{H max 2}

:

            - для конической передачи с прямыми зубьями:

- для конической передачи с круговыми зубьями:

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

4.5  Силы, действующие в зацеплении

                   Окружная сила  F_t =  :

F_t =  Н.                            F_t = Н.

Осевая сила на шестерне  F_{a 1}