Проверочный расчет передачи на выносливость по контактным напряжениям. Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

К_Нb

К_Нb = 1,075

К_Нb = 1,05

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

y_bа

y_bа=2×y_bd/(u₁ +1)= 2/(6+1)=0,286

y_bа=2×y_bd/(u₁ +1)= 2/(6,25+1)=0,276

Допускаемые контактные напряжения, МПа

s_НР

s_НР = 390,9

s_НР = 481,82

Межосевое расстояние, мм

а_W

а_W1 = Ка×(u_{1 +}1) ×= 430×(6+1)×=158,5

а_W1 = Ка×(u_{1 +}1) ×= 430×(6,25+1)×=290,27

Наименование параметра

Обозначение

Расчетные формулы и указания

1

2

3

Модуль зубьев, мм

m

m = (0,01…0,02)×а_W =  (0,01…0,02)×158,5 принимаем m=2,5

m = (0,01…0,02)×а_W =  (0,01…0,02)×290,27 принимаем m=4

Рабочая ширина зубчатого венца, мм

b_W

b_{W 2}=y_bа× а_W = 0,286×158,5= 45

b_W1 = b_W2 +5мм=45+5=50

b_{W 2}=y_bа× а_W = 0,276×290,27=80

b_W1 = b_W2 +5мм=80+5=85

Угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Z_С

Z_С=2×a_W×cos/m=2×158,5×cos11/2,5=124

Z_С=2×a_W×cos/m=2×290,27×cos0/4=145

Число зубьев шестерни

Z₁

Z₁= Z_C/(u+1) = 158,5/7=18

Z₁= Z_C/(u+1) = 158,5/7,25=20

Число зубьев колеса

Z₂

Z₂=Z_C -Z₁=124-18=106

Z₂=Z_C -Z₁=145-20=125

Делительный диаметр шестерни, мм

d₁

d₁=m×z_1/ cos=45,84

d₁=m×z_1/ cos=80

Делительный диаметр колеса, мм

d₂

d₂=m×z₂=2*106/cos=270

d₂=m×z₂=2*106/cos=500

Диаметр вершин диаметр шестерни и колеса, мм

d_a

d_a1=d₁+2×m=45,84+2*2,5= 50,84

d_a2=d₂+2×m=270+2*2,5= 275

d_a1=d₁+2×m=88

d_a2=d₂+2×m=508

Диаметр впадин диаметр шестерни и колеса, мм

d_f

d_f1=d₁-2,5×m=45,84-2.5*2,5= 39,59

d_f2=d₂-2,5×m=270-2.5*2,5= 263,75

d_f1=d₁-2,5×m=70

d_f2=d₂-2,5×m=490

Уточненное значение межосевого расстояния, мм

а_W

а_W = (d₂+d₁)/2=(45,84+270)/2=158

а_W = (d₂+d₁)/2=(45,84+270)/2=158

Окружная скорость, м/с

V

V=p×d₁×n₁/60000=3,14×52ּ750/60000= 1,8

Степень точности передачи

-

.9 СТ СЭВ 641- 77

.9 СТ СЭВ 641- 77

Наименование параметра

Обозначение

Расчетные формулы и указания

1

2

Редуктор

Цилиндрическая зубчатая пара

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

Z_H

Z_H =1,77*cos=1,77

(при х₁=0 и х₂=0, a_W=a=20°)

Z_H =1,77*cos=1,77

(при х₁=0 и х₂=0, a_W=a=20°)

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, МПа

Z_М

Z_М=275- для стальных зубчатых колес

Z_М=275- для стальных зубчатых колес

Коэффициент осевого перекрытия

= b_W2 * sin /π∙m=1.21

= b_W2 * sin /π∙m=0

Коэффициент торцового перекрытия

=1,88-3,2×(1/Z1+1/Z2)·cos = 1,64

=1,88-3,2×(1/Z1+1/Z2)·cos = 1,88-3,2(0,05+0,008)=1,694

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

Ze

Ze=

Ze=

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

К_Нα

К_Нα = 1.11

К_Нα = 1

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

К_Нb

К_Нb==1,05 симметричное расположение колес относительно опор

К_Нb==1,05 симметричное расположение колес относительно опор

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев

 δ_Н

δ_Н =0,002 – Зубья косые

δ_Н =0,006

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса

q0

q0 =73- для девятой степени точности

q0 =82- для девятой степени точности

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W_НV

W_НV = δ_Н ×q0×V×= 1.35

W_НV = δ_Н ×q0×V×= 6.032

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

K_НV

K_НV = 1+   =1.034

K_НV = 1+  =1.086

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм

W_НT

W_НT= Ft × =41

W_НT= Ft × =76.08

Расчетное напряжение, МПа

s_Н

s_Н = Z_H × Z_MZe×=381.26

s_Н = Z_H ×    Z_MZe× = 448.4                    

Проверка прочности зубьев при перегрузках

¾

s_Нmax=s_Н=   451.11

s_Нmax=s_Н=   530.55

Наименование параметра

Обозначение

Расчетные формулы и указания

1

2

Редуктор

Цилиндрическая зубчатая пара

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса

Z_v1=Z₁/cos18/cos11=19

Z_v2=Z₂/cos106/cos11=112

Z_v1=Z₁/cos20/cos0=20

Z_v2=Z₂/cos125/cos0=125

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни и колеса

Y_F

Y_F1 = 4,15;

Y_F2 = 3,6

Y_F1 = 4,1;

Y_F2 = 3,6

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Ye

Ye = 1

Ye = 1

Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_b

Y_b = 1-

Y_b = 1-1

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

К_Fa

К_Fa = 1,32- для девятой степени точности  

К_Fa = 1,32- для девятой степени точности  

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев

d_F

d_F = 0,006

d_F = 0,016

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса

q₀

q0 =73- для девятой степени точности

q0 =82- для девятой степени точности

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W_FV

W_FV=d_F ×q₀×V×=4,05

W_FV=d_F ×q₀×V×=16,1

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

К_FV

К_FV =1+ =                         1,08

К_FV =1+ = 1,17                        

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм

W_Ft

W_Ft = F_t ×  =                            57,95

W_Ft = F_t ×  =113,95                            

Отношение s_FP/Y_F

¾

s_FP1/Y_F1 = 211,4/4,15=50,94

s_FP2/Y_F2 = 196/3,6=54,44

s_FP1/Y_F1 = 257,7/4,1=62,85

s_FP2/Y_F2 = 234,6/3,6=65,17

Далее расчет выполняется по шестерне, как менее прочной

Расчетное напряжение, МПа

s_F

s_F1 = Y_F1×Ye×Y_b×=88,5

s_F1 = Y_F1×Ye×Y_b×=116,2

Проверка прочности зубьев при перегрузках на изгиб

¾

s_Fmax = s_F1 × = 123,9 s_Fpmax=256

s_Fmax = s_F1 × = 162,657 s_Fpmax=504

Вязкость смазки

Е°₅₀

Е°₅₀ = 120

Е°₅₀ = 120

Сорт масла

¾

При t=50°С Автотракторное АК-15, ГОСТ 1862-63

При t=50°С Автотракторное АК-15, ГОСТ 1862-63