АкушерствоАнатомияАнестезиологияВакцинопрофилактикаВалеологияВетеринарияГигиенаЗаболеванияИммунологияКардиологияНеврологияНефрологияОнкологияОториноларингологияОфтальмологияПаразитологияПедиатрияПервая помощьПсихиатрияПульмонологияРеанимацияРевматологияСтоматологияТерапияТоксикологияТравматологияУрологияФармакологияФармацевтикаФизиотерапияФтизиатрияХирургияЭндокринологияЭпидемиология

Проектировочный расчет на контактную выносливость

Проектировочный расчет служит только для предварительного оп­ределения размеров, поэтому после проведение проектного расчета необходимо выполнить проверочный расчет.

По заданию, исходя из указанных выше факторов, выбираем материалы и термообработку зубчатых колес.

Выбор материалов и способов термообработки зубчатых колес рекомендуется производить в зависимости от мощности на выходе (N_ВЫХ):

1. Если N_ВЫХ < 4 кВт.

Материал зубчатых колес: сталь 45, 40Х.

Термообработка:

- шестерни – улучшение, нормализация, твердость Н₁ = (269…262)НВ;

- колеса – улучшение, нормализация, твердость Н₂ = (235…262)НВ.

2. Если N_ВЫХ = 4…8 кВт.

Материал зубчатых колес: сталь 40Х, 40ХН.

Термообработка:

- шестерни – закалка, твердость Н₁ = (40…60)HRC;

- колеса – улучшение, твердость Н₂ = (269…302)НВ.

3. Если N_ВЫХ = 8…15 кВт.

Материал зубчатых колес: сталь 40Х, 40ХН.

Термообработка:

- шестерни и колеса – закалка, твердость Н₁ = Н₂ (40…60)HRC.

4. Если N_ВЫХ > 15 кВт.

Материал зубчатых колес: сталь 20ХН2М, 12ХН2, 12ХН3А, 8ХГГ, 25ХГНМ.

Термообработка:

- шестерни и колеса – цементация, твердость Н₁ = Н₂ (54…64)HRC;

- колеса – нитроцементация, азотирование, твердость Н₁ = Н₂ (550…750)HV.

Примечание. Соотношения между числами твердости, определенной различными методами, приведены в прил. 1.

Целью проектировочного расчета является определение начального диаметра шестерни из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле, мм:

, (3.1)

где T _{1 H} – вращающий момент на шестерне, Н × м;

K_be – коэффициент ширины зубчатого венца;

– коэффициент, учитывающий неравно­мерность распределения на­груз­­ки по длине контактных линий;

– предварительное значение коэффициента, учитывающего динами­чес­кую нагрузку;

– допускаемое контактное напряжение, МПа.

Величина K_be может быть задана или выбрана в зависимости от схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев. Так, при и или и , а также когда оба колеса имеют твердость активных поверхностей зубьев больше НВ350, но пере­дачи выполнены по схемам Г или Д (см. рис. 3.1), K_be вычисляется по формуле

K_be = 1,8/(u+0,9). (3.2)

Для случаев, когда оба зубчатых колеса имеют твердость активных поверх­ностей зубьев больше НВ 350 и передачи выполнены по схемам А, Б и В (см. рис. 3.1):

K_be = 1,2/(u +0,6). (3.3)

Следует иметь в виду, что полученное значение K_be не должно превышать своего максимального значения, равного 0,30. Таким образом, если по формулам (3.2) и (3.3) получаетсязначение K_be >0,30, его следует принимать равным 0,30.

Коэффициент , учитывающий неравно­мерность распределения на­груз­­ки по длине контактных линий с достаточной для практики точностью, определяется по кривым (рис. 3.1) в зависимости от коэффициента K_be, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев.

Коэффициент для передач с твердостью активных поверхностей зубьев меньше HB 350 , а с твердостью больше HB 350 .

а)
б)
Рис. 3.1 Кривые для определения коэффициентов и при расчете передач с коническими зубчатыми колесами соответственно на контактную и изгибную выносливость: а) при и или и ;б) при и ; 1 – опоры на шариковых подшипниках; 2 – опоры на роликовых подшипниках; 3 – передача I; 4 – передача II

Допускаемые контактные напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса:

, (3.4)

где – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;

S_H – коэффициент запаса прочности;

Z_N – коэффициент долговечности;

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхнос­тей зубьев;

– коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Z_L – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла;

Z_X – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

В качестве допускаемого контактного напряжения при проекти­ровочном расчете принимают допускаемое напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше.

В проектировочном расчете = 0,9.

Предел контактной выносливости , соответствующий базовому числу циклов напряжений, принимают по табл. 3.1.

Коэффициенты запаса прочности S_H:

– для зубчатых колес, выполненных из материала однородной структуры, принимаем S_{H min} = 1,1;

– для колес с поверхностным упрочнением зубьев S_{H min} = 1,2;

– для передач, выход из строя которых связан с тяжелыми последст­вия­ми, значения минимальных коэффициентов запасов прочности следует увеличить до S_{H min} = 1,25 и S_{H min} = 1,35 соответственно.

Таблица 3.1

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов

Способ термической и химико-термической обработки зубьев	Средняя твердость поверхности зубьев	Сталь	Формула для расчета значений
Отжиг, нормализация или улучшение	Менее НВ 350	Углеродистая и легированная	=
Объемная и поверхностная закалка	HRC 38…50	=
Цементация и нитроцементация	Более HRC 56	Легированная	=
Азотирование	HV 550…750	= 1050

Коэффициент долговечности Z_N принимают в зависимости от отношения суммарного и базового числа циклов перемены напряжений в зубьях N_K / N_{H lim} по графику, представленному на рис 3.4, или по следующим формулам:

Z_N = при , но не более 2,6 для однородной структу­ры материала и 1,8 для поверхностного упрочнения;

Z_N = при N_K > , но не менее 0,75 (при использовании метода эквивалентных циклов вместо N_K подставляют N_НE),

где N_{H lim} – базовое число циклов перемены напряжений;

N_К – суммарное число циклов перемены напряжений;

N_не – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

Суммарное число циклов перемены напряжений N_К при постоянной нагрузке определяется следующим образом

, (3.5)

где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым

колесом;

n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса, об/мин;

t – срок службы передачи, в часах.

Если не задано конкретное число часов работы передачи, а задан срок работы передачи в годах, то t определяется по формуле

, (3.6)

где L – срок службы в годах;

К_ГОД, К_СУТ – коэффициенты использования передачи в течение года и суток

соответственно.

При нагрузках, изменяющихся во времени, вместо N_К используется эквивалентное число циклов перемены напряжений N_не.

N_не можно определить по формуле N_НЕ = , где коэффициент учитывает характер циклограммы нагружения. Для упрощенных расчетов можно учитывать только ту часть циклограм­мы, в которой число циклов нагрузки не более .

При этом для ступенчатой циклограммы (рис. 3.2):

. (3.7)

При плавном характере циклограммы:

. (3.8)

При уточненных расчетах для постоянной частоты вращения и невысоких значений динамической добавки при коэффициент определяют по формуле

, (3.9)

где i_n - полное число ступеней нагрузки в циклограмме.

Допускается приведение реальной циклограммы к одному из типовых режимов нагружения. При этом эквивалентное число циклов находится по формуле

, (3.10)

где значения коэффициента для различных режимов нагружения приведены ниже

Режим нагружения
Тяжелый	0,466
Средний равновероятностный	0,250
Средний нормальный	0,185
Легкий	0,060

Базовое число циклов перемены напряжений определяется по графику, представленному на рис. 3.3, или по формуле

. (3.11)

Рис. 3.2. Циклограммы моментов и скоростей в зацеплениях для шестерни и колеса

, млн. циклов

Рис. 3.3. График для определения базового числа циклов перемены напряжений

NК/NH lim ZN

Рис. 3.4. График для определения коэффициента ZN

Дата добавления: 2015-09-18 | Просмотры: 820 | Нарушение авторских прав