Проектирование привода

    оно не должно превышать предельного  допускаемого напряжения: 

    [s_Hпр] = 3,1 ^x s_t2 = 3.1 ^x 340 = 1054 МПа. 

    s_max < [s_Hпр] 

    Условие прочности по пиковым нагрузкам  выполнено.

3. Проверка  зубьев передачи на изгиб

 

    Проверим  зубья на выносливость по напряжениям  изгиба по формуле 3.31[1]: 

    s_F = F_t ^x K_F ^x Y_F / (u_F ^x b ^x m)  £  [s_F] 

    Здесь коэффициент нагрузки  K_F = K_Fb ^x K_Fv (см. стр. 42[1]), в соответствии с рекомендациями на стр. 53[1]. По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент   расположения  колес K_Fb = 1,434, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент K_Fv=1,15. Таким образом коэффициент K_F = 1,434 ^x 1,15 = 1,649. u_F=0.85 - опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической. Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа z_v (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]): 

у шестерни :   z_v1 = z₁ / cos(d₁) = 25 / cos(21,801^o) = 26,926 

у колеса      :   z_v2 = z₂ / cos(d₂) = 62 / cos(68,199^o) = 166,943 

Тогда :        Y_F1 = 3,861

                    Y_F2 = 3,567 

Допускаемые напряжения находим  по формуле 3.24[1]: 

    [s_F] = s^o_{F lim b} ^x K_FL / [S_f]  . 

    K_FL - коэффициент долговечности. 

    K_FL = (N_FO / N_FE)^1/6, 

где N_FO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей N_FO = 4000000; 

N_FE = 60 ^x n ^x c ^x t_S ^x K_FE 

Здесь : 

- n - частота вращения, об./мин.; n_шест. = 365,623 об./мин.; n_кол. = 146,249 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;  

t_S = 365 ^x L_г ^x C ^x t_c - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч. 

- L_г=5 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество  смен;

- t_c=8 ч. - продолжительность смены. 

t_S = 365 ^x 5 ^x 2 ^x 8 = 29200 ч. 

K_FE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности. 

K_FE = S[(M_i / M_max)^{3 x} m_F ^x (t_i / t_S) ^x (n_i / n_max)] =

          (1 / 1)^{3 x} 6 ^x (0,5 / 1) ^x (1 / 1) + (0,8 / 1)^{3 x} 6 ^x (0,2 / 1) ^x (1 / 1) + (0,6 / 1)^{3 x} 6 ^x (0,3 / 1) ^x (1 / 1) = 4,003

где m_F = 6 для сталей нормальной прочности. 

Тогда: 

N_{FE(шест.)} = 60 ^x 365,623 ^x 1 ^x 29200 ^x 4,003 = 2564207698,488

N_FE(кол.) = 60 ^x 146,249 ^x 1 ^x 29200 ^x 4,003 = 1025681676,744 

В итоге получаем: 

К_{FL(шест.)} = (4000000 / 2564207698,488)^1/6 = 0,341

Так как К_{FL(шест.)}<1.0 , то принимаем К_{FL(шест.)} = 1 

К_FL(кол.) = (4000000 / 1025681676,744)^1/6 = 0,397

Так как К_{FL(шест.)}<1.0 , то принимаем К_{FL(шест.)} = 1 

Для шестерни:     s^o_{F lim b} = 414 МПа;

Для колеса     :     s^o_{F lim b} = 360 МПа. 

Коэффициент [Sf] безопасности находим по формуле 3.24[1]: 

    [S_F] = [S_F]' ^x [S_F]". 

где для шестерни [S_F]' = 1,75 ;

                               [S_F]' = 1 ;

                               [S_F(шест.)] = 1,75 ^x 1 = 1,75

для   колеса          [S_F]' =  1,75 ;

                               [S_F]" = 1 .

                               [S_F(кол.)] = 1,75 ^x 1 = 1,75 

    Допускаемые напряжения:

для шестерни:  [s_F1] = 414 ^x 1 / 1,75 = 236,571 МПа;

для колеса     :  [s_F2] = 360 ^x 1 / 1,75 = 205,714 МПа; 

    Находим отношения [s_F] / Y_F :

для шестерни:  [s_F1] / Y_F1 = 236,571 / 3,861 = 61,272

для колеса     :  [s_F2] / Y_F2 = 205,714 / 3,567 = 57,671 

    Дальнейший  расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение  меньше.

    Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25[1]: 

    s_F2 = F_t ^x K_F ^x Y_F2 / (u_F ^x b ^x m)  £  [s_F] 

    s_F2 = 3434,233 ^x 1,649 ^x 3,567 / (0.85 ^x 55 ^x 4,873) =

              88,67 МПа  <  [s_F] = 205,714 МПа. 

    Условие прочности выполнено.

 

     Механические характеристики материалов зубчатой передачи

 

    Параметры зубчатой конической передачи, мм