Главная
15. Пример
проектирования привода пластинчатого конвейера
Исходные данные: Вращающий момент на выходном
валу ТВ =260 Нм; частота
вращения на выходном валу nвых = 190 об/мин.; 
; 
; Срок службы 
, Режим работы IV.
Рис.1. Кинематическая схема конического
одноступенчатого редуктора
1. Кинематический расчет и подбор электродвигателя
1. Общий КПД привода
где 
= 0,98 – КПД муфты; 
= 0,96 – КПД конической зубчатой передачи; 
= 0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи;
– коэффициент,
учитывающий потери пары подшипников качения (таблица 1).
Таблица 1
|
Тип передачи или устройства |
η - КПД |
|
Зубчатая
цилиндрическая закрытая Зубчатая коническая
закрытая Червячная закрытая
пара при z1 = 1 z1 = 2 z1 = 4 Подшипники качения
(одна пара) Подшипники
скольжения (одна пара) Ременная плоская клиновая поликлиновая Цепная передача Муфта типа МУТО типа МУВП типа МЗ Планетарный редуктор одноступенчатый двухступенчатый |
0,98 0,97 0,75 0,85 0,9 0,99…0,995 0,96 0,97 0,95 0,94 0,93 1 0,98 0,99 0,9…0,95 0,85…0,9 |
2. Требуемая мощность электродвигателя
3. Выбор электродвигателя
По требуемой мощности РТР =3,07 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый общепромышленного назначения серии 4А с синхронной частотой вращения 3000 об/мин. марки 4АМ90L2УЗ с параметрами РДВ =3 кВт и nДВ = 2840 об/мин.
4. Разбивка передаточных чисел
Передаточное число привода
Передаточное число открытой зубчатой передачи принимаем uо.п = 4. Тогда
Разбиваем передаточное число редуктора по ступеням.
Из стандартного ряда принимаем uБ = 6,3 ГОСТ 12289-76.
Из стандартного ряда принимаем uТ = 4,5.
Уточняем фактическое передаточное число редуктора
Отклонение
Уточняем передаточное число открытой зубчатой передачи
5.
Частота вращения валов
6.
Крутящие моменты на валах
2. Расчет зубчатых передач редуктора
Расчет тихоходной ступени (I-ый вариант)
Расчет ведется методом эквивалентных циклов
1. Выбор материалов. Для шестерни
выбираем сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HВ 269…302, предел
прочности 
=900 МПа, предел текучести 
=750 МПа.
Для колеса –
сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HВ 235…262, предел
прочности =790 МПа, предел текучести =640
МПа.
Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 2:
Таблица 2
|
Способ термообработки |
Средняя твёрдость |
Сталь
|
|
|
1. Улучшение |
< 350 НВ |
Углеродистая и легированная |
2 НВ + 70 |
|
2. Объёмная и поверхностная закалка |
38…50 HRC |
Легированная
|
17 HRC + 200 |
|
3. Цементация и нитроцементация |
Более 56 HRC |
23 HRC |
|
|
4. Азотирование |
550…750 HV |
38X2МЮА, 40ХНМА |
1050 |
, МЧисло циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости
Ресурс передачи по формуле:
2. Допускаемые контактные напряжения по
формуле
Коэффициент долговечности по формуле:
где 
=0,25 - для среднего равновероятного режима (режим II).
Тогда допускаемые контактные напряжения
где SН = 1,1; ZR =1; ZV = 1,14; ZX = 1 (см. главу 7).
Среднее допускаемое напряжение по формуле:
.
Условие 
выполняется.
3. Допускаемые напряжения изгиба по формуле
Коэффициент долговечности по формуле
здесь 
при 
= 0,1 - для среднего
равновероятного режима (режим II).
qF1 - показатель кривой усталости правой ветви (при 
)
где k = 2,0…2,2 – для улучшенных колес.
- предел выносливости при
изгибе из таблицы 3;
- максимальное
значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.
Таблица 3. Механические свойства материалов зубчатых колес по ГОСТу 21354-87
|
Способ обработки зубьев |
Твердость поверхности зубьев |
Марка стали |
|
|
МПа |
МПа |
|
Отжиг нормализация или улучшение |
235 – 300 НВ 250 – 350 280 - 350 |
40, 45 40Х, 40ХН, 40ХФА, 40ХН2МА 18Х2Н4МА |
~(450) 1,75НВ ~(600) |
2НВ+70 |
6,5НВ |
|
|
Объемная закалка автомат. |
45…55 HRC |
40Х, 40ХН, 40ХФА, 40ХН2МА |
580 |
17НRС+100 |
2250 без никеля |
|
|
Объемная закалка с обезуглероживанием |
45…55 HRC |
40ХН, 50ХН, 40ХН2МА |
500 |
2500 |
||
|
40Х, 40ХФА |
460 |
2250 |
||||
|
Закалка ТВЧ по контуру |
48…58 HRC |
40ХН, 40ХН2МА |
680 |
17НRС+200 |
2200...2500 |
44НRС |
|
48…55 HRC |
40Х, 35ХМ |
580 |
1800 |
|||
|
Цементация и закалка |
57…63 HRC |
20ХН, 20ХН2М, 12ХН2, 12ХН3А, 20ХН3А, 15ХГНТА |
950 |
23НRС |
2800 |
44НRС |
|
18ХГТ, 30ХГТ, 20Х, 20ХГР, 12Х2НА, 20Х2Н4А, 18Х2Н4ВА |
820 |
2600 |
||||
|
20Х2Н4А, 20ХН3А, 18Х2Н4ВА |
780 |
2400 |
||||
|
18ХГТ, 30ХГМ |
680 |
2000 |
||||
|
Нитроцементация и закалка |
57…63 HRC |
25ХГМ |
1000 |
23НRС |
2500 |
44НRС |
|
25ХГТ, 30ХГТ, 35Х |
750 |
2250 |
||||
|
Азотирование (заготовка улучшение) |
700…950 HV |
Твердость сердцевины (24…40) НRС 38Х2Ю, 38Х2МЮА |
290+ 12 НRС |
1050 |
1800 |
3 HV или 35 НRС |
|
550…750 HV |
40Х, 40ХФА, 40Х2НМА |
, МПа
, 
, 
т.к.
.
.
где k = 2,0…2,2 – для улучшенных колес.
- предел выносливости
при изгибе из таблицы 6.3;
- максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при
кратковременных перегрузках.
Тогда допускаемые напряжения будут
где SF
= 1,7; YR
= 1,2; Ya
= 1; 
= 1 (см. главу 7).
4. Предварительное межосевое расстояние по
формуле:
где Т1Н = Т2 = 48,19 Нм – вращающий момент на шестерне;
К = 10 – ориентировочный коэффициент, зависящий от поверхностной твердости зубьев шестерни и колеса.
Из стандартного ряда принимаем 
= 140 мм.
Предварительная ширина венца
Предварительный делительный диаметр
Коэффициент ширины по диаметру
Окружная скорость зубчатых колес по формуле:
По найденной окружной скорости назначаем 9-ю степень точности зубчатой передачи (таблица 4).
Таблица 4
|
Степень точности по ГОСТ 1643 - 81 |
Vдоп - допустимая окружная скорость, м/с |
|||
|
Прямозубых |
Непрямозубых |
|||
|
Цилиндр. |
Конич. |
Цилиндр. |
Конич. |
|
|
6 (передача повышенной точности) |
до 20 |
до 12 |
до 30 |
до 20 |
|
7 (передача нормальной точности) |
до 12 |
до 8 |
до 20 |
до 10 |
|
8 (передача пониженной точности) |
до 6 |
до 4 |
до 10 |
до 7 |
|
9 (передача низкой точности) |
до 2 |
до 1,5 |
до 4 |
до 3 |
Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность по формуле:
где КА = 1,25 – коэффициент внешней динамики;
=1,02 – коэффициент,
учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную
с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев колёс (по таблице
5);
- коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий по
формуле:
- коэффициент,
учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на контактную
прочность
здесь 
Таблица 5
|
Степень точности по ГОСТ 1643 - 81 |
Твёрдость
поверхности зубьев колеса |
Значения |
||||
|
1 |
3 |
5 |
8 |
10 |
||
|
6 |
> 350 HB |
|
|
|
|
|
|
< 350 HB |
|
|
|
|
|
|
|
7 |
> 350 HB |
|
|
|
|
|
|
< 350 HB |
|
|
|
|
|
|
|
8 |
> 350 HB |
|
|
|
|
|
|
< 350 HB |
|
|
|
|
|
|
|
9 |
> 350 HB |
|
|
|
|
|
|
< 350 HB |
|
|
|
|
|
|
Примечание.
В числителе - значение для прямозубых, а знаменателе приведены
для косозубых колёс.
Уточненное значение межосевого расстояния по формуле:
где Ка = 410 – для косозубых передач;
= 0,4;
Т1Н = Т2 = 48,19 Нм;
= 529,75 МПа.
Из
стандартного ряда принимаем = 140 мм.
5. Модуль передачи по формулам:
где 
– для косозубых
передач.
YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений
здесь x = 0 – коэффициент смещения режущего инструмента от начальной окружности;
–
эквивалентное число зубьев
.
Из стандартного ряда принимаем mn = 2 мм.
6. Суммарное число зубьев и угол наклона
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес по формуле:
Суммарное число зубьев по
формуле: 
Число зубьев шестерни 
.
Число зубьев колеса 
Действительное значение угла 
наклона зуба по
формуле:
Фактическое передаточное число
Отклонение
7. Геометрические размеры колес:
делительные диаметры
мм;
мм.
проверка
.
диаметры окружностей вершин зубьев
мм;
мм.
диаметры окружностей впадин зубьев
мм;
мм.
ширина колес
мм;
мм.
8.
Силы в зацеплении:
окружная
Н;
радиальная
Н;
осевая
Н.
9. Проверка зубьев колес на выносливость по
контактным напряжениям по формуле:
где 
= 8400 - для косозубых
передач, МПа;
Т1H = Т2 - при расчёте методом эквивалентных циклов;
10. Проверка зубьев колес на выносливость
по напряжениям изгиба
где 
- расчётное окружное усилие при расчёте методом эквивалентных
циклов;
YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений
здесь x = 0 - коэффициент смещения режущего инструмента от начальной окружности;
- эквивалентное число
зубьев
.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба по формуле:
где 
– коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
зубьями;
= 1,1 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,
возникающую в зацепление до зоны резонанса (таблица 6).
Коэффициент, учитывающий наклон зуба по формуле:
Коэффициент 
, учитывающий перекрытие зубьев косозубой передачи
где 
- коэффициент торцевого перекрытия
.
Тогда напряжения изгиба в зубьях колеса
Напряжения изгиба в зубьях шестерни
Условия прочности выполняются.
Таблица 6
|
Степень точности по ГОСТ 1643-81 |
Твёрдость поверхности зубьев колеса |
Значение |
||||
|
1 |
3 |
5 |
8 |
10 |
||
|
6 |
> 350 HB |
|
|
|
|
|
|
< 350 HB |
|
|
|
|
|
|
|
7 |
> 350 HB |
|
|
|
|
|
|
< 350 HB |
|
|
|
|
|
|
|
8 |
> 350 HB |
|
|
|
|
|
|
< 350 HB |
|
|
|
|
|
|
|
9 |
> 350 HB |
|
|
|
|
|
|
< 350 HB |
|
|
|
|
|
|
Примечание.
В числителе приведены значения для прямозубых передач,
а в знаменателе приведены для косозубых колёс.
11. Проверочный расчёт на прочность зубьев
при действии пиковой нагрузки
Расчёт производится для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя и поломки зубьев при действии случайного пикового момента Тпик.
Величина максимального контактного напряжения определяется по формуле:
где КAS = 2 - коэффициент внешней динамической максимальной нагрузки;
= 426,21 МПа - контактное напряжение при действии ТH расчётного момента.
Допускаемое максимальное напряжение принимают при улучшении
.
Значение максимального напряжения изгиба определяется по формуле:
здесь 
= 252,17 МПа - максимальная величина напряжения изгиба для
каждого колеса при расчёте на изгибную выносливость.
Допускаемое максимальное напряжение зубьев колёс по формуле:
здесь 
= 500 МПа - предел выносливости при изгибе;
YNmax = 4 - максимальное возможное значение коэффициента долговечности при изгибе;
Кst = 1,2 - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки;
Sst = 2 - коэффициент запаса прочности.
Условия прочности выполняются.
Расчет быстроходной ступени
Расчет ведется методом эквивалентных циклов
1. Выбор материалов. Для шестерни
выбираем сталь 40ХН, термообработка – закалка, твердость HRC 48…53, предел прочности 
=1600 МПа,
предел текучести 
=1400 МПа.
Для колеса –
сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HВ 269…302, предел
прочности =900 МПа,
предел текучести =750 МПа.
Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 2:
Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости
Ресурс передачи по формуле:
2. Допускаемые контактные напряжения по
формуле:
Коэффициент долговечности по формуле:
где 
=0,25 - для среднего
равновероятного режима (режим II).
При 
q = 20.
При 
q = 20.
Тогда допускаемые контактные напряжения
где SН = 1,2; ZR =1; ZV = 1,08; ZX = 1 (см. главу 7).
где SН = 1,1; ZR =1; ZV = 1,14; ZX = 1 (см. главу 7).
Среднее допускаемое напряжение по формуле:
.
Условие 
выполняется.
3.
Допускаемые напряжения изгиба по формуле:
Коэффициент долговечности по формуле:
здесь 
при 
=0,1 - для среднего
равновероятного режима (режим II).
qF1 - показатель кривой усталости правой ветви (при 
)
где k = 2,8…3,0 – для закаленных колес.
= 680 МПа - предел
выносливости при изгибе из таблицы 6.3;
= 2200…2500 МПа - максимальное значение напряжения изгиба
зубчатых колес при кратковременных перегрузках.
где 
.
при 
где k = 2,0…2,2 – для улучшенных колес.
- предел выносливости
при изгибе из таблицы 3;
- максимальное
значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.
Тогда допускаемые напряжения будут
где SF
= 1,7; YR
= 1,05; 
= 1; = 1 (см. главу
7).
где SF
= 1,75; YR = 1,2; = 1; = 1 (см. главу
7).
4. Приближенный диаметр внешней делительной
окружности шестерни по формуле:
где Т1Н = Т1=8,05 Нм – вращающий момент на шестерне;
К=25;
.
Окружная скорость 
на среднем делительном диаметре при 
по формуле:
По найденной окружной скорости назначаем 8 степень точности (см. табл.4).
Значение
коэффициентов и 
учтены
в коэффициентах 
и 
.
Коэффициент 
учитывает
неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Для
конических колёс с круговыми зубьями пересчитываются по следующим формулам:
Коэффициент 
, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку. Для колёс с
круговыми зубьями при расчёте на контактную выносливость определяют по
зависимости:
– коэффициент
внутренней динамики при расчёт колёс с круговыми
зубьями на изгиб определяются по стандарту AGMA по следующей формуле:
5. Уточненное значение диаметра внешней
делительной окружности шестерни по формуле:
где Т1H = Т1=8,05 Нм – расчётный крутящий момент на шестерне.
КA=1,25 – коэффициент внешней динамики (см. главу 2).
6. Определяем число зубьев шестерни по
формуле:
.
7. Конусное расстояние Re и ширина зубчатого венца b по формуле:
где 
- угол при вершине
шестерни.
мм
8.
Модуль передачи торцевой mte для
передачи с круговыми зубьями по формуле:
С другой стороны внешний торцевой модуль передачи из условия изгибной прочности зубьев по формуле
где 
;
- коэффициент
концентрации нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;
= 1,18 - коэффициент внутренней динамики при расчёте на
изгиб;
.
Вместо 
в расчётную формулу
подставляют 
=319,63 МПа.
Из
стандартного ряда принимаем 
=1,5 мм.
Согласно стандартам для передач с круговыми зубьями ГОСТ 19624-74 и ГОСТ 19326-73 смещение будет по формуле
9. Определим число зубьев шестерни и колеса
;
.
10. Окончательные размеры колёс и
фактическое передаточное число
Делительные диаметры колёс
мм;
мм.
Внешние диаметры колёс
11. Силы в зацеплении.
Окружная сила на среднем диаметре
где 
Осевая сила на шестерне
с круговым
зубом 
Радиальная сила на шестерне
с круговым
зубом 
Осевая сила на
колесе 
;
Радиальная
сила на колесе 
;
Коэффициенты 
и 
при 
определяют по формулам:
12.
Проверка зубьев колес на контактную выносливость по формуле:
Отклонение
13.
Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба по формуле
14. Напряжение изгиба в зубьях шестерни по
формуле:
где 
- эквивалентное число зубьев
Вычисляем коэффициенты YFS1 и YFS2, учитывающих формулу зуба и концентрацию напряжений по формуле:
15. Проверочный расчёт на прочность зубьев
при действии пиковой нагрузки
Расчёт производится для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя и поломки зубьев при действии случайного пикового момента Тпик.
Величина максимального контактного напряжения определяется по формуле
где КAS = 2 - коэффициент внешней динамической максимальной нагрузки (см. раздел 2);
= 655,3 МПа
- контактное
напряжение при действии ТH расчётного момента.
Допускаемое максимальное напряжение принимают при закалке ТВЧ
МПа;
16. Значение максимального напряжения
изгиба по формуле:
здесь = 204,5 МПа - максимальная величина напряжения изгиба для
каждого колеса при расчёте на изгибную выносливость.
Допускаемое максимальное напряжение зубьев колёс
здесь 
= 650 МПа - предел выносливости при изгибе;
YNmax = 2,5 - максимальное возможное значение коэффициента долговечности при изгибе;
Кst = 1,3 - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки;
Sst = 2 - коэффициент запаса прочности.
Условия прочности выполняются.
Расчет тихоходной ступени (II-ой вариант)
Расчет ведется методом эквивалентных моментов.
1. Выбор материалов. Для шестерни
выбираем сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HВ 269…302, предел
прочности =900 МПа, предел
текучести =750 МПа.
Для колеса –
сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HВ 235…262, предел
прочности =790 МПа, предел текучести =640 МПа.
Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 3:
Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости
Ресурс передачи по формуле:
2. Допускаемые контактные напряжения по
формуле:
Коэффициент долговечности по формуле:
где 
Тогда допускаемые контактные напряжения
где SН = 1,1; ZR
=1; ZV
= 1,14; ZX = 1 (см. главу 7).
Среднее допускаемое напряжение по формуле:
.
Условие 
выполняется.
3. Допускаемые напряжения изгиба по
формуле:
Коэффициент долговечности по формуле:
здесь 
qF1
- показатель кривой усталости
правой ветви (при 
)
где k = 2,0…2,2 – для улучшенных колес.
- предел выносливости
при изгибе из таблицы 3;
- максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при
кратковременных перегрузках.
где 
Т.к. 
определяем показатель qF1
.
где k = 2,0…2,2 – для улучшенных колес.
- предел выносливости
при изгибе из таблицы 3;
- максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при
кратковременных перегрузках.
Тогда допускаемые напряжения будут
где SF = 1,7; YR = 1,2; 
= 1; = 1 (см. главу 7).
4. Предварительное межосевое расстояние по
формуле:
где Т3H – вращающий момент на шестерне 
Нм;
К = 10;
Из стандартного
ряда принимаем = 125 мм.
Предварительная ширина венца
Предварительный делительный диаметр
Коэффициент ширины по диаметру
Окружная скорость зубчатых колес по формуле:
По найденной окружной скорости назначаем 9-ю степень точности зубчатой передачи (табл. 4).
Коэффициент нагрузки по формуле:
где КА = 1,25 (см. главу 2);
=1,06 (по табл. 5);
- коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по длине контактных линий по формуле:
- коэффициент,
учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчёте на контактную
прочность
здесь 
5. Уточненное значение межосевого
расстояния по формуле:
где Ка = 410 – для косозубых передач;
= 0,4;
Нм;
=494,3 МПа.
Из
стандартного ряда принимаем = 140 мм.
6. Проверка зубьев колес на выносливость по
контактным напряжениям по формуле:
где 
= 8400 МПа - для
косозубых передач;
Нм - при расчёте
методом эквивалентных моментов.
Дальнейший расчет ведется аналогично методу эквивалентных циклов.
3. Расчет открытой зубчатой передачи
1. Выбор материалов. Так как передача
открытая и размеры ее не ограничены, принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную
до средней твердости 240НВ предел прочности
=750 МПа, предел
текучести =450 МПа при диаметре
заготовки до 100 мм.
Для колеса –
сталь 45, термообработка – улучшение, твердость 186HВ, предел прочности =660 МПа, предел текучести =300 МПа при диаметре заготовки до 350 мм.
Ресурс передачи по формуле:
2. Допускаемые напряжения изгиба по формуле
Коэффициент долговечности по формуле:
здесь 
при =0,1 - для среднего равновероятного режима (режим II).
qF1
- показатель кривой усталости
правой ветви (при 
)
,
где k = 2,0…2,1 – для улучшенных колес.
т.к. 
.
.
Предел выносливости при изгибе из таблицы 3:
МПа;
МПа.
Тогда допускаемые напряжения будут
где SF = 1,7; YR = 1,2; Yх = 1; Yб = 1 (см. главу 7).
3.
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений
YFS1 = 4,07 и YFS2 = 3,61 при z1 = 20 и z2 = 80
4. Расчетные коэффициенты: коэффициент
ширины венца
при 
5. Модуль зацепления
где КМ = 14 - для прямозубых передач;
КМ =11,2 – для косозубых передач.
Т2F = T4 = 800 Hм
Принимаем стандартное значение m = 4 мм
6.
Геометрические размеры цилиндрической прямозубой пары
Для шестерни: коэффициент смещения х1 = 0,3; у = 0;
мм;
мм;
мм.
Для колеса: коэффициент смещения х2 = -0,3; у = 0;
мм;
мм;
мм.
Ширина венца колеса 
мм.
Ширина венца шестерни b1 = b2+4 = 54 мм.
7. Окружная скорость зубчатых колес по
формуле
По найденной окружной скорости назначаем 9-ю степень точности зубчатой передачи (таблица 4).
8.
Силы в зацеплении
окружная
Н;
радиальная
Н;
9. Проверка зубьев колес на выносливость по
напряжениям изгиба
где - расчётное окружное
усилие при расчёте методом эквивалентных циклов;
10. Коэффициент нагрузки при расчёте по
напряжениям изгиба по формуле:
где 
– коэффициент,
учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
- коэффициент,
учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
= 1,14 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,
возникающую в зацепление до зоны резонанса (таблица 6).
Тогда напряжения изгиба в зубьях колеса
Напряжения изгиба в зубьях шестерни
Условия прочности выполняются.
11. Проверочный расчет на прочность зубьев
при действии пиковой нагрузки
Значение максимального напряжения изгиба определяется по формуле
,
здесь 
= 247 МПа - максимальная величина напряжения изгиба для
каждого колеса при расчёте на изгибную выносливость.
Допускаемое максимальное напряжение зубьев колёс по формуле:
здесь = 420 МПа - предел выносливости при изгибе;
YNmax = 4 - максимальное возможное значение коэффициента долговечности при изгибе;
Кst = 1,2 - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки;
Sst = 2 - коэффициент запаса прочности.
Условия прочности выполняются.
email: KarimovI@rambler.ru
Адрес: Россия, 450071, г.Уфа, почтовый ящик 21
Теоретическая механика Сопротивление материалов
Строительная механика Детали машин Теория машин и механизмов
