Курсовая работа: Энергетический и кинематический расчет привода

z_{N 1} – коэффициент долговечности шестерни.

;

где N_{н lim} – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

N_{н lim} = 30* H_HB ^2,4 = 30*250^2,4 = 17067789;

N_к – расчетное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки.

N_к = 60*n*c*t = 60*42,6*1*19008 = 48584448;

где n – частота вращения шестерни;

с- число колес, находящихся в зацеплении с расчитываемым;

t – число часов работы передачи за расчетный срок службы.

t = 0,33*24*8*300 = 19008 ч.

S_н1 – коэффициент запаса прочности шестерни;

S_н1 =1,2 – при однородной структуре зуба.

Колесо – сталь 40HB230

_нр2 = 0,9*_{н lim 2} *z_{N 2} /S_н2 = 0,9*530*1/1,2 = 397,5 МПа;

_{н lim 2} = 2*H_HB +70 = 2*230+70 = 530 МПа;

;

N_{н lim} = 30* H_HB ^2,4 = 30*230^2,4 = 13972305;

N_к = 60*n*c*t = 60*12,5*1*19008 = 14256000;

_нр = 0,45 (_нр1 +_нр2 ) < 1,23 _{нр min} ;

_нр = 0,45 (406+397,5) < 1,23 * 361,6;

361,6 МПа < 444,8 МПА;

Определим допускаемые напряжения изгибы.

_{FP 1} = _Flim * Y_{N 1} * Y_{A 1} / S_{F 1} = 437,5*0,66*0,75/1,4 = 155 МПа;

где _{Flim 1} – пределы изгибной выносливости шестерни;

_{Flim 1} = 1,75*H_HB = 1,75*250 = 437,5 МПа;

Y_{N 1} – коэффициент долговечности;

;

где N_FG – базовое число циклов перемены напряжений

N_R – расчетное число циклов, N_R = N_K , напряжений при постоянном режиме нагрузки;