Проверка контактных напряжений

, где [δ H]=410 МПа

Силы, действующие в зацеплении определяются по формулам [2, с.158], Н:

окружная

Н

радиальная

Н

осевая

Н

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [2, с.46]

Здесь коэффициент нагрузки [2, с.42]

По [2, с.43] при Ybd =1, 125, твердости HB£ 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFb =1, 13.

По [2, с.43] при ν =2, 9м/с KFn =1, 1.

YF -коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zn по формуле [2, с.46]:

у шестерни

у колеса

,

отсюда

YF1 =3, 7 u YF2 =3, 6 [2, с. 42].

Допускаемое напряжение изгиба [2, с.43]

По [2, с.44] для стали 45 улучшенной при твердости HB£ 350 :

для шестерни МПа,

для колеса МПа.

Коэффициент безопасности

,

где [ SF ]'=1.75 – учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колёс. Также в нём отражена степень ответственности зубчатой передачи [2, с.44] и [ SF ]" =1(для поковок и штамповок) – учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса.

Допускаемые напряжения, МПа:

для шестерни ,

для колеса .

Находим отношения , МПа:

для шестерни ,

для колеса .

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев шестерни, для которой найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_β и K_Fa [2, с.46]

,

где e_a =1, 5 – среднее значение коэффициента торцового перекрытия и n =8 - степень точности передачи.

Проверяем прочность зуба шестерни:

МПа

3 Подбор муфты

Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчётному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального:

Н·м,

где Кp – коэффициент режима нагрузки [2, с.272]

,

условие выполнено.

Диаметр фланца муфты Д=120мм,

диаметр окружности, по которой расположены пальцы

мм,

Принимаем Д0 =76мм,

где по [4, с.401]

d0 =28мм-диаметр отверстия под втулку,

lb =28мм-длина втулки,

db =27мм-диаметр втулки,

dn =14-диаметр пальцев,

z=6-количество пальцев.