Дипломная работа: Расчёт на прочность закрытой цилиндрической одноступенчатой передачи и её проектирование

Z_М – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес (Z_М = 274 · 10³ Па^1/2 по [3, табл. П22]);

Z_Е – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

К_Н – коэффициент нагрузки;

F_t – окружная сила, Н;

u – передаточное число;

d – делительный диаметр шестерни, мм;

b – ширина венца зубчатого колеса, мм;

σ_НР – допускаемое контактное напряжение, МПа (σ_НР = 420МПа).

Согласно [3, стр.96] коэффициент Z_Е , учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по формуле

Z_Е = , (27)

где Е_α – коэффициент торцового перекрытия, определяется по формуле

Е_α = [1,88 – 3,2∙ (1/ z₁ + 1/ z₂ )] ∙ cosβ, (28)

где z₁ – число зубьев шестерни;

z₂ – число зубьев зубчатого колеса.

Подставляем числовые значения в формулу (28) и определяем коэффициент торцового перекрытия

Е_α = [1,88 – 3,2∙ (1/ 46 +1/ 74)] ∙ cos0^○ = 1,77.

Подставляем значение коэффициента торцового перекрытия в формулу (27)

Z_Е = = 0,86

Коэффициент нагрузки определяем по формуле

K_H = K_{H β} · K_{H υ} , (29)

где K_{H β} – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (K_Hβ = 1,02 по [3, табл. П25]);

K_Hυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (K_Hυ = 1,13 по [3, табл. П26]).

Подставляем коэффициенты K_Hυ , K_Hβ в формулу (29) и находим коэффициент нагрузки

K_H = 1,02 · 1,13 = 1,15.

По формуле (26) проверяем контактную выносливость зубьев:

σ_Н = 1,76·274·10³ ·0, 86·= 393·10⁶ Па < σ_НР = 420Мпа.

2. Проводим проверочный расчет зубьев на их выносливость при изгибе. Согласно рекомендациям [3, с. 307], выносливость зубьев по напряжениям изгиба

проверим по уравнению

σ_F = < σ_FР (30)