2.6. Проверочный расчет передачи на изгибную усталость
Расчетом определяется напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса. Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения их усталостного излома, устанавливают сопоставлением расчетного напряжения от изгиба и допускаемого напряжения: σF ≤ σFP.
Расчетное местное напряжение при изгибе [3, с. 29]
где KF – коэффициент нагрузки: KF = KА · KFv · KFβ · KFα;
KFv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса [3, с. 30, табл. 13]:
где ωFv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм [3, с. 30, табл. 13]:
δF – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [1.табл. 5.7];
KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от параметра ψbd по графику
[1.рис. 5.4];
KFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
[1.табл. 5.9];
YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений
[1.рис. 5.5].
Для определения менее прочного звена необходимо рассчитать отношение σFP / YFS, проверку производить по тому из колес пары, у которого это отношение меньше;
Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба; для косозубых передач
Yβ
= 1 – εβ (β / 120°) ≥ 0,7 [3, с. 32, табл.
13];
Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для косозубых передач при
εβ ≥ 1
Yε= 1 / εα;
Yε = 1 / εα [3, с. 32, табл. 13,];
Yε = 1 / 1,756=0,569
9,5
H/мм;
56;
=1
Следовательно KF = KА· KFv · KFβ · KFα = 1·1,156·1·1,35 = 1,56.
Yβ = 1 – εβ · β / 120° = 1 – 1,3825 · (10,263° / 120°) = 0,88 > 0,7
[3, с. 32, табл. 13];
Определим эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса [3, с. 62, табл. 20]:
ZV1 = Z1/ cos3β = 25/ cos310,263° = 66,239;
ZV2 = Z2 / cos3β = 98/ cos310,263° = 103,908.
Следовательно, YFS 1 = 3,6; YFS 2 = 3,6 [1.рис. 5.5].
Определим отношение σFP / YFS:
σFP
1 / YFS 1 = 308,82 / 3,6 =
85,81;
σFP 2 / YFS 2 = 277,94 / 3,6 = 77,2.
Расчет по изгибным напряжениям ведем для колеса, так как σFP 2 / YFS 2 < σFP 1 / YFS 1:
σFP 2 = 277,94 МПа.
Условие прочности выполняется 85,447<277,94.
3. Расчёт поликлиновой передачи
3.1 Геометрический расчёт
По номограмме [2, табл. 5.4] выбираем сечение ремня Л.
Диаметр меньшего шкива
Принимаем
=112мм
[2, табл. 5.4].
Диаметр большего шкива [2, с. 84]
где ε – скольжение ремня, ε =0,01 [2, 5.1, п. 2].
Принимаем
=250
мм [2, табл. 5.4].
Определяем фактическое передаточное число
Проверяем отклонение
от
[2,
с. 91]
Следовательно,
диаметры шкивов
=112
мм,
=250
мм.
Ориентировочное межосевое расстояние [2, с. 85]
где
– высота сечения ремня,
[2, с. 140].
Расчётная длина ремня[2, с. 85]
Принимаем
[2, табл. КЗ1].
Уточнённое межосевое расстояние[2, с. 85]
Угол обхвата меньшего шкива[2, с. 85]
Скорость ремня[2, с. 85]
Допускаемая
мощность, передаваемая поликлиновым
ремнём с десятью клиньями
где
– допускаемая приведённая мощность,
[2, табл. 5.5];
– коэффициент
режима работы,
[2, табл. 5.2];
– коэффициент,
учитывающий влияние угла охвата,
[2, табл. 5.2];
– коэффициент,
учитывающий влияние длины ремня,
[2, табл. 5.2].
Определяем число клиньев ремня [2, с. 85]
Принимаем