Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость

2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость

2.2.1. Уточнение коэффициента K_H

K_H = 1.03

2.2.2. Определение коэффициента F_HV

F_HV = F_FV = 1.1

2.2.3 Определение контактного напряжения и сравнение его с допускаемым

G_H = 10800 ґ z_Ecos_ф / a =  (T₁ ґ (u_ф + 1)³ / b ґ u_ф) ґ K_H ґ K_h ґ K_HV  [G_H]МПа

z_E =  1 / E_

E_ = (1.88 – 3.2 ґ (1 / z_1ф + 1 / z_2ф)) ґ cos_ф

E_ = (1.88 – 3.2 ґ (1 / 18 + 1 / 102)) ґ 0.96 = 1.6039

z_E =  1 / 1.6039 = 0.7895

K_h = 1.09

G_H = 10800 ґ 0.7865 ґ 0.96 / 125 ґ  (19.3 / 31) ґ (6.6³ / 5.6) ґ 1.09 ґ 1.03 ґ1.1 =
= 65.484 ґ 6.283 = 411.43

G_H = (411.43 – 407.125) / 407.125 ґ 100% = 1.05% < 5%

2.3. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе

2.3.1. Определение допускаемых напряжений на выносливость при изгибе для материала шестерни [G_F]₁ и колеса [G_F]₂

[G_F]_1,2 = (G_F01,2 ґ K_F) / S_F1,2

G_F0 – предел выносливости при изгибе

G_F0 = 1.8HB

G_F01 = 1.8 ґ 205 = 368

G_F02 = 1.8 ґ 175 = 315

S_F – коэффициент безопасности

S_F = 1.75

K_F – коэффициент долговечности

K_F = ⁶ N_F0 / N_KFE

K_F0 – базовое число циклов

N_F0 = 4 ґ 10⁶

N_FE – эквивалентное число циклов

N_FE = 60nL_h ґ (T_i / T_max)⁶ ґ L_hi / L_h

N_FE1 = 60 ґ 1435 ґ 10000 ґ (0.1 ґ 1⁶ +0.9 ґ 0.8⁶) = 289.24 ґ 10⁶

N_FE2 = 60 ґ 256.25 ґ 10000 ґ (0.1 ґ 1⁶ +0.9 ґ 0.8⁶) = 55.68 ґ 10⁶

K_FL1 = ⁶ 4 ґ 10⁶ / 289.24 ґ 10⁶ = 0.49

K_FL2 = ⁶ 4 ґ 10⁶ / 55.68 ґ 10⁶ = 0.645

Принимаю K_FL1 = K_FL2 = 1

[G_F]₁ = 369 / 1.75 = 210.86

[G_F]₂ = 315 / 1.75 = 180

2.3.2. Определение эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса

z_v1 = z₁ / cos³ = 20

z_v2 = z₂ / cos³ = 113

2.3.3. Определение коэффициентов формы зубьев шестерни и колеса

Y_F1 = 4.08

Y_F2 = 3.6

2.3.4. Сравнение относительной прочности зубьев

[G_F] / Y_F

[G_F]₁ / Y_F1

[G_F]₁ / Y_F1 = 210.86 / 4.20 = 51.47

[G_F]₂ / Y_F2

[G_F]₂ / Y_F2 = 180 / 3.6 = 50

Менее прочны зубья колеса

2.3.6. Определение напряжения изгиба и сравнение его с допускаемым

G_F2 = 2000 ґ T₂ ґ K_F ґ K_F ґ K_FV ґ Y_F2 ґ Y_ / b ґ m ґd₂  [G_F]МПа

E_ = b ґ sinф /  ґ m_n

E_ = 31.25 ґ 0.27 / 3.14 ґ 2 = 1.3436

K_F – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_F = (4 + (E_ – 1) ґ (n` – 5)) / 4E_

E_ = 1.60 ґ 39

n` = 8

K_F = (4 + (1.6039 – 1) ґ (8 – 5) / 4 ґ 1.6039 = 0.9059

K_F – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_F = 1,05

K_Fv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

K_Fv = 1.1

Y_ – коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_ = 1 –  / 140

Y_ = 1 – 15.2 / 140 = 0.89

G_F2 = 2000 ґ 104.94 ґ 0.9059 ґ 1.05 ґ 1.1 ґ 3.6 ґ 0.89 / 31 ґ 2 ґ 212.5 = 153,40

G_F2 = 153.40  [G_F] = 180

3. Расчет валов

3.1. Усилие на муфте

3.1.1. МУВП

F_N = (0.2…0.3) _tм

F_tм – полезная окружная сила на муфте

F_tм = 2000 T_1p / D₁

T_1p = K_gT₁

K_g = 1.5

T_1p = 1.5 ґ 19.3 = 28.95Нм

D₁ – расчетный диаметр

D₁ = 84мм

F_tм = 2000 ґ 28.95 / 84 = 689.28H

F_tм1 = 0.3 ґ 689.29 = 206.79H

3.1.2. Муфта цепная

D₂ = 80.9мм

d = 25мм

T_2p = T₂ ґ K_g

K_g = 1.15

T_2p = 1.15 ґ 104.94 = 120.68Hм

F_tм = 2000 ґ 120.68 / 80.9 = 2983.44H

F_м = 0.25 ґ 2983.44 = 745.86H

3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче

F_t1 = F_t2 = 2000 ґ T₁ / d₁ = 2000 ґ 19.3 / 37.5 = 1029.33

3.2.2. Радиальная сила

F_r1 = F_r2 = F_t1 ґ tg / cos

 = 20

 = 15.2

F_r1 =1029.33 ґ tg20 / cos15.2 = 1029.33 ґ 0.364 / 0.96 = 390.29H