Расчет на прочность

Таблица 2.1.1

Расчет 1-й ступени z1-z2

Подводимая к валу шестерни мощность (N, кВт) задается следующей упрощенной циклограммой:

Рис. 2.1.1. Циклограмма нагружения

Крутящие моменты на шестерне при трех режимах (см. циклограмму):

М1= (2.1.1)

где n1=12200об/мин -- частота вращения шестерни;

Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость:

NН1= NF=n1 Н С1t=11180*4*39*104=11744*107; (2.1.2)

где сi – число нагружений зуба за один оборот колеса, с1 = с3 = 4, с2 = 1;

Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на изгиб:

Для определения эквивалентного числа циклов перемены напряжений колеса z2 вычислим частоту его вращения n2:

n2H =n2 - nH =( n1 - nH)=об/мин;

i12H = (2.1.4)

Допускаемые напряжения:

а) контактные:

(2.1.5)

где σHO – предел контактной выносливости,

σHO1,2 = 23 HRC,

σHO1 = 23*60 = 1380 (МПа),

σHO2 = 23*60 = 1380 (МПа);

sH – коэффициент безопасности. Для передач, отказы которых ведут к тяжелым последствиям, sH = 1,2;

kHL – коэффициент долговечности. При NHE > NHO в расчетах принимают NHE = NHO и kHL=1, т.е. kHL1=1 и kHL2=1.

Для прямозубых передач с одинаковой или близкой твердостью материалов зубьев шестерни и колеса за расчетное принимают меньшее напряжение из двух допускаемых, т.е.

б) изгибные:

(2.1.6)

где σFO – предел изгибной выносливости. Примем σFO1,2 =750 МПа;

sF = sF΄ * sF΄΄ -- коэффициент безопасности,

где sF΄ -- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи. Примем sF΄ = 1,75;

sF΄΄ -- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса. Для поковок sF΄΄ = 1.

sF1,2 = 1,75 * 1 = 1,75;

kFL -- коэффициент долговечности. При NFE > NFO в расчетах принимают NFE = NFO и kFL=1, т.е. kFL1=1 и kFL2=1.