Проверочный расчет зубьев шестерен

284,4 Н·м. При увеличении крутящего  момента на 30% получаем момент:409,5 Н·м.

Т_max=2,5·409,5=1023,7, Н·м;

T_P=1023,7·6,55·1,982=13290,4, Н·м.

Окружная сила:

F_t=2·1023,7/0,128=2·1114,2/0,118=17689,9, Н.

 

 

2) Определение максимального контактного напряжения.

σ_Hmax=275·

·[F_tmax/(b_w·d_wm1)]·Z_H·Z_ε·K_Hα·K_Hβ.

σ_Hmax =275

[18885,9/(30·128)]·1,77·1·1·1,06=835,3.

3) Вычисление максимального напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса.

σ_F1max =[ F_tmax/(b_w1·m_nm)]Y_F1· Y_β ·Yε ·K_Fa·K_Fβ;

σ_F2max =[ F_tmax/(b_w2·m_nm)]Y_F2· Y_β ·Yε ·K_Fa·K_Fβ.

σ_F1max=[18885,9/(30·4,65)] 3,9·1·1·1·1,06=559,7;

σ_F2max=559,7.

4) Проверяют условия достаточной прочности.

σ_Hmax

0,9·σ_HLimM;

σ_F1max

0,9·σ_Flim;

σ_F2max

0,9 ·σ_Flim.

835,3

0,9·1950=1755;

559,7

0,9·3800=3420;

559,7

0,9·3800=3420.

Условие прочности выполняется.

Результаты расчета шестерен понижающей передачи:

σHmax	750,36
σF1max	570,3
σF2max	570,3

Согласно заданию был  проведен проверочный расчет зубьев шестерен раздаточного редуктора на выносливость и статическую прочность при перегрузках.

При расчете зубьев на условие выносливости при изгибе условие не было выполнено. Необходимо провести корректировку зубчатой пары зацепления: увеличение ширины зубчатого венца колеса до 40 мм. Также возможно увеличить количество зубьев до Z=50 и модуль зубчатого колеса.