Для колеса твердость поверхности – 270НВ,

⇐ ПредыдущаяСтр 4 из 11Следующая ⇒

Для шестерни- твердость поверхности 45 HRC, твердость сердцевины .

Определение допускаемых контактных напряжений . Выбор допускаемых контактных напряжений для зубчатых колес.

Допустимые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:

где — коэффициент запаса прочности;

— коэффициент долговечности;

— коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев;

— коэффициент, учитывающий окружную скорость;

— предел контактной выносливости.

Выбор допустимых напряжений для шестерни.

Определяем базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости по формуле:

где — среднее значение твердости рабочей поверхности зуба шестерни в единицах HB,

При нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме, N_he₁

Rоэффициент долговечности для шестерни определяется по формуле:

где N_he₁ — число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы;

— базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

Значение коэффициента ,учитывающего шероховатость сопряженных поверхностей зубьев R_a=1,25…0,63, принимаем равным .

Так как проводится проектировочный расчет, то принимаем

Определяем предел контактной выносливости

Определяем допустимые контактные напряжения по формуле:

где — коэффициент запаса прочности шестерни;

— коэффициент долговечности шестерни;

— коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев

шестерни;

— коэффициент, учитывающий окружную скорость шестерни;

— предел контактной выносливости шестерни.

Выбор допустимых напряжений для колеса.

Определяем базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости по формуле:

где — среднее значение твердости рабочей поверхности зуба колеса

При нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме, N_he₂

Так как ,то коэффициент долговечности для шестерни определяется по формуле:

где — число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы;

— базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

Так как проводится проектировочный расчет, то принимаем

Определяем предел контактной выносливости:

где — значение твердости поверхности зубьев колеса в единицах HB.

Определяем допустимые контактные напряжения по формуле:

где — коэффициент запаса прочности колеса ;

— коэффициент долговечности колеса;

— коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев колеса;

— коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса;

— предел контактной выносливости колеса.

В качестве допускаемого контактного напряжения передачи принимаем:

781<987.5 Условию удовлетворяет.

Выбор допускаемых напряжений изгиба зубьев.

Допускаемых напряжений изгиба зубьев определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:

где — коэффициент запаса прочности, принимаем ;

— предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для нулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической обработки;

— коэффициент долговечности;

— коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

— коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

— коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса.

Выбор допустимых напряжений для шестерни.

— предел выносливости зубьев шестерни при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для нулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической обработки. В соответствии с выбранным вариантом термической обработки и следуя рекомендациям П.Ф.Дунаева принимаем

Так как способ изготовления заготовок для получения шестерни приняли поковку, то коэффициент учитывающий способ получения заготовки шестерни принимаем равным

В связи с односторонним приложении нагрузки принимаем .

При проведении проектировочного расчета возможно принимать значение коэффициента учитывающего диаметр шестерни, равным

Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости принимаем

Определяем число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы по формуле:

Коэффициент долговечности для шестерни определяется по формуле:

где — число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы;

— базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

Определяем допустимые напряжения по формуле:

где — коэффициент запаса прочности шестерни;

— предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений для шестерни;

— коэффициент долговечности шестерни;

— коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни;

— коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для шестерни;

— коэффициент, учитывающий диаметр шестерни.

Выбор допустимых напряжений для колеса.

— предел выносливости зубьев колеса при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для нулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической обработки. В соответствии с выбранным вариантом термической обработки и следуя рекомендациям П.Ф.Дунаева определяем по формуле:

где — значение твердости поверхности зубьев колеса в единицах HB.

Так как способ изготовления заготовок для получения колеса приняли поковку, то коэффициент , учитывающий способ получения заготовки колеса принимаем равным

В связи с одностороннем приложении нагрузки принимаем .

При проведении проектировочного расчета возможно принимать значение коэффициента , учитывающего диаметр колеса, равным

Определяем число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы по формуле:

Коэффициент долговечности для шестерни определяется по формуле:

Определяем допустимые напряжения по формуле:

где — коэффициент запаса прочности колеса;

— предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений для колеса;

— коэффициент долговечности колеса;

— коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса;

— коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для колеса;

— коэффициент, учитывающий диаметр колеса.

Выбор допускаемых напряжений изгиба зубьев для расчета на изгиб максимальной нагрузкой.

Допускаемых напряжений изгиба зубьев определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:

где: — коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения;

— коэффициент, учитывающий различие между предельными напряжениями, определенными при ударном однократном напряжении и при числе ударных нагруженный ;

— максимальный коэффициент долговечности;

— коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

— коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса.

Параметр определяет рабочую ширину венца зубчатой передачи при известном начальном диаметре шестерни или наоборот. На этапе проектировочного расчета эти параметры неизвестны, поэтому по имеющимся рекомендациям принимаем значение в соответствии с расположением зубчатого колеса относительно опор вала, с жесткостью вала и твердостью поверхностей зубьев.

Так как твердость поверхности колеса меньше, а также в связи с несимметричном расположении зубчатых колес передачи относительно опор принимаем =0.5.

Так как передача косозубая, примем угол наклона зубьев .

2.1. Проектировочный расчет.

Определяем начальный диаметр шестерни по формуле:

,примем

где: т — передаточное число передачи;

— вспомогательный коэффициент; так как передача косозубая, то ;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Значение принимаем в зависимости от параметра по графикам, используя рекомендация Добровольского В.П. В данном случае принимаем ;

— исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в Нм, для которого число циклов перемен напряжений не менее . В данном случае