2.4. Проверочный расчет на изгибную выносливость

_{Наиболее опасным видом разрушения является поломка зубьев. Она связана с напряжениями изгиба, наибольшие значения которых образуются в корне зуба.}

	
Максимальные главные напряжения		Поломка зубьев

_{Расчет выполняется отдельно для каждого из зубчатых колес}

43. Коэффициент формы зуба Y_F выбирают по таблице 10 в зависимости от числа зубьев Z прямозубого колеса или Z_V приведённого числа зубьев косозубого колеса:

_.

Для колес с нулевым смещением коэффициент Y_F может быть определен по графику рисунка 3.

44. Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба Y_

_.

45. Коэффициент, учитывающий многопарность зацепления

46. Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на изгиб К_F определяется по графикам рисунка 4.

47. Коэффициент динамической нагрузки при расчёте на изгиб К_FV выбирается по таблице 11.

48. Удельная расчётная окружная сила при расчёте на изгиб _Ft,

_.

49. Напряжения изгиба при расчёте на выносливость

_.

2.5. Проверочный расчет на статическую прочность при перегрузках

_{Этапы II и III – проверка усталостной прочности. Кратковременные перегрузки (например, при пуске электродвигателя), не учтенные при расчете на усталость, могут привести к излому зубьев. Поэтому необходимо проверить статическую прочность передачи при перегрузках.}

50. Максимальные контактные напряжения при перегрузке _{H max}

_.

где Т_1пик – крутящий момент при кратковременных перегрузках;

Т_п = Т ∙ К_п

К_п – коэффициент перегрузки;

Т_1н – наибольший крутящий момент, число циклов действия которого превышает 0,03 N_HE

51. Максимальные напряжения изгиба при перегрузках _{F max}

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

График нагрузки Схема редуктора

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

2. Частота вращения ведущего вала n₁=380 об/мин

3. Передаточное число U=2,5

4. Срок службы передачи L=10 лет

5. Режим нагружения переменный см. рис. 1

Коэффициенты: K_сут=0.67; К_год=0.715

3.1. Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений.

1. Материалы и термическая обработка зубчатых колес.

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

HB₁=220

Колесо - сталь 45, нормализация HB₁=170…217, для расчета HB₁=200

2. Механические характеристики материала.

шестерня: предел прочности - _в=750, сечение S  100 мм

предел текучести - _т=450

колесо: предел прочности - _в=600, сечение S  80 мм

предел текучести - _т=340

3. Предел контактной выносливости поверхности зубьев _Hlim.

4. Коэффициент безопасности при расчете на контактную площадь.

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

5. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев Z_R при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем R_A=1,8; Z_R=0,95.

6. Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес Z_V.

Принимаем V=5 м/сек; Z_V=1,0.

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

8. Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость K_HL.

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

Принимаем _H =423,18 МПа.

10. Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба _Flim .

11. Коэффициент безопасности при расчете на изгиб S_F.

Принимаем S_F=1,75.

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

Принимаем Y_R=1.

13. Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки K_FC=0,65.

14. Коэффициент долговечности при расчете на изгиб K_FL.