Курсовая работа: Расчет и обоснование привода

Z_{v 2} =Z₂ /(cos³ β*cosδ₂ )=67/(0.867³ *0,243)=423,07

Коэффициент формы зуба Y_{f 4} =3.79 при Х=0

Сравним [σ_F ]₁ /Y_{F 1} и [σ_F ]₂ /Y_{F 2} ; 278/3,95=70,4>259/3.79=68.3

Вывод: слабым элементом является зуб колеса, поэтому расчёт изгибной выносливости ведём по зубу колеса [σ_F ]₂ =259 МПа

Определение расчётной нагрузки при расчёте на изгибную выносливость

ν_F =0.94+0.08*U_б =0,94+0,08*3.55=1.224 коэффициент нагрузочной способности для конических передач с круговым зубом;

K_Fβ =1.103 приΨ_bl =0.590

K_FV = 1,11 приHB<350, V=3.83 м/с, и 8 ой степени точности

K_Fα =1.22

Определение действующих напряжений изгиба для зуба колеса.

МПа

y_β =cosβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Определение коэффициента торцевого перекрытия.

Вывод: σ_{F 2} =81.39 МПа ≤ [σ_H ]=259 МПа, работоспособность зубчатой передачи по изгибной выносливости обеспечена.

Проверочный расчет зубьев при перегрузках.

Расчет ведется по T_max в момент пуска, T_max /T_ном =2,4 из характеристики двигателя.

Контактные напряжения в момент пуска:

Вывод: σ_Hmax =848 МПа ≤ [σ_H ]_{max 3} =1260 МПа, контактная прочность рабочей поверхности зуба при перегрузках обеспечена.

Напряжения изгиба в период пуска:

Вывод: σ_Fmax =195.3 МПа ≤ [σ_F ]_{max 3} =685 МПа, изгибная прочность зуба при перегрузках обеспечена.

2.4 Расчёт конической передачи на контактную выносливость

Удельное окружное усилие