Курсовая работа: Проектирование приводной станции к кормораздатчику

s _{FP 1(2)} =0,4 s _{Flim 1(2)} Y_{N 1(2)} Y_A (3.21)

где Y_A =1 – коэффициент двустороннего приложения нагрузки.

Получаем

s _{FP 1} =0,4*272,5*1*1=189 МПа;

s _{FP 2} =0,4*428,75*1*1=171,5 МПа.

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки определяем по [1, стр. 43]

s _{FPmax 1(2)} =0,8s_m1(2) (3.22)

Получаем

s _{FPmax 1} =0,8*600=480 МПа;

s _{FPmax 2} =0,8*520=416 МПа.

Проверочный расчет на выносливость при изгибе. Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

Удельная окружная динамическая сила

(3.23)

где d _F = 0,16 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку [1, стр. 51];

g_o = 8,2 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [1, стр. 51].

Получаем

W_Fv =0,16*8,2*1,09* =11,81 Н/мм.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

=2437,63*1,18/66= 43,58 Н/мм.(3.24)

где К _{F b} =1,18 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

Коэффициент, учитывающей динамическую нагрузку в зацеплении

=1+(11,81/43,58)= 1,27.(3.25)

Удельная расчетная окружная сила

= 2437,63*1,18*1,27*1,1/66= 60,88 Н/мм.(3.26)

Коэффициент, учитывающий форму зуба

Y_{FS 1} = 4,09;

Y_{FS 2} = 3,66.

Дальнейший расчет производим по шестерне, так как для нее соотношение s _{FP 2} /Y_{FS 2} = 189/4,09=46,21 меньше, чем для колеса [1, стр. 45].

Расчетные напряжения изгиба зуба