Проверочный расчет передачи на изгибную усталость

Проверочный расчет на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности [5, с. 339] σ _F ≤ σ _FP.

Расчетное местное напряжение при изгибе определяем по формуле [4]:

σ _F= Ft · Kf · Yfs · Yε · Yβ / (0.85 · b_w · m),

Коэффициент нагрузки Kf вычисляют следующим образом [4]:

,

где – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

=1 [4];

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес =1;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Т. к. K_bе × U / (2 – K_bе)=0.3·3.15/(2-0.3)=0.56, то K_{Н β}=1.21;

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении [4]:

где ω _Fv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм [4];

где δ _F – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [5, с. 329, табл. 18.2]; δ _F = 0,016;

– коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [5, с. 329, табл. 18.3], = 6.1.

=0.016 · 5.6 · 3.778 = 3.819 H/мм

K_Fv=1+ =1.13

K_F=1 · 1.21 · 1.13 · 1 = 1.2356;

– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения; принимается в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv и коэффициента смещения инструмента x [4]:

Zv1 = z1 / cos δ₁ = 19 / cos 17.57 = 19.93;

Zv2 = z2 / cos δ₂ = 60 / cos 72.429 = 198.75.

Согласно графику [4, с. 246]:

Yfs1 = 4.08; Yfs2 = 3.6

Расчет выполняется для менее прочного зубчатого колеса, т. е. для того из колес, у которого отношение σ _FР / Yfs меньше;

Шестерня: σ _FР1 / Yfs1 = 236.76 / 4.08 = 58.03 МПа;

Колесо: σ _FР2 / Yfs2 = 205.88 / 3.6 = 57.19 МПа.

Расчет ведем по колесу.

Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба; для прямозубых колес Yβ = 1;

Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; Yε =1 – для прямозубых

колес.

σ _F = 1.356 · 3.6 · 1 · 1 · 1529.54 / (0.85 · 52 · 5.09) = 33.18 МПа;

33,18 < 342.63 – условие прочности выполняется.