Курсовая работа: Проектирование приводной станции к кормораздатчику

Удельная расчетная окружная сила

=2437,63*1,07*1,11*1,1/66=48,25 Н/мм.(3.16)

Расчетные контактные напряжения

,(3.17)

где Z_H = 1,77 – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей прямых зубьев [1, стр. 44];

Z_Е = 275 МПа^1/2 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес [1, стр. 44];

Z_e = 1 – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий прямых зубьев [1, стр. 44].

Получаем

МПа.

Сравниваем полученное значение с наименьшим из допускаемых контактных напряжений, рассчитанных выше (s_НР =458,18МПа). Получаем s_Н < s_НР , т.е. контактные напряжения в зацеплении не превышают допускаемых.

Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

,(3.18)

где Т _max /Т _nom = 1,1 – превышение максимального момента над номинальным

Получаем

<1456 МПа.

Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость. Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Базовое число циклов напряжений

N_{F lim} = 4*10⁶ .

Эквивалентное число циклов

N_{F Е 1(2)} = 60× n_п(т) × c × L_h (3.19)

Получаем

N_{F Е 1} = 60× n_п × c × L_h =60*211,32*1*5000=6,34·10⁷ ;

N_{F Е 2} = 60× n_т × c × L_h =60*79,74*1*5000=2,39·10⁷ .

Так как N_{F lim} <N_{F Е 1} и N_{F lim} <N_{F Е 2} , то принимаем коэффициент долговечности Y_{N 1} =1 и Y_{N 2} =1.

Предел выносливости зубьев при изгибе определяем по [1, стр. 42-43].

s _{Flim 1(2)} =1,75НВ₁₍₂₎ (3.20)

Получаем

s _{Flim 1} =1,75НВ₁ =1,75*270=272,5 МПа;

s _{Flim 2} =1,75НВ₂ =1,75*245=428,75 МПа.