Биргер И А , Шорр Б Ф , Иосилевич Г Б - Расчет На Прочность Деталей Машин Справочник (1993.4 Изд)(Scan) (947315), страница 48
Текст из файла (страница 48)
каются более высокие значений аан), (до 26 НКСв) при числе циклов да 1О'. Влияние фактического числа циклов нагружений д)н на предел выносливости учитывается коэффициентом Лн, который длй стальных колес опреде. ляется по ГОСТ 21354 — 87 следующими формулами: 5 Д)н ц 2, при ймы С г'(н но не более 2,6 (что соответствует Д)тгп = 0,00326)н цпг) длй однородной структуры материала н 1,8 (Лгтш = =- 0,029 Д)н цт) для поверхностного упрочнений; то)' Д)н ц 2Н = ~77 67 ПРН гтн ьй)Н Цт н (167) но не менее 0,75. Базовое число циклов напряжений зависит ат твердости )Ун цт = 30 (Ннн)", (168) но ие более 120 П)а.
Длн чугунных колес й)н ц, — оо, длй них; 07. 107 Ен = ~77 — лРи У» ~ Фппп, '(169) У ди Ен = 2,6 при й)и(Ф в, (170) ГдЕ й)т)а = 3,2 10". Поправочные коэффициенты в фор. муле (26) имеют в среднем следующие значения: коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей зубьев, Хн яи 0,95; коэффициент, учитывающий онружную скорость, га дн 1,1; коэффициент, учитывающий влияние смазки, гь — — 1; коэффициент, учи. тывающий размер зубчатого колеса, Е = 1 лрн г(ы ( 700 мм и Хн —— = 0,9 при цгв = 2500 мм. Длй стальных зубьев, подвергаемых чистому шлифованию нли шевинго. ванню, а р следует увеличить на 1Π— 1бог(, а в случае притирки зубьев каждого зубчатого колеса в отдельности с применением специальных приспособлений и паст — на 25ог(г.
Дли внеполюснога контакта зубьев допускаемое напряжение повышает в р раэ, т. е. анр = Ранр (171) 15) где р= 1,4 в точках У и р= 1,7 в точках Р. При кратковременных перегрузнах поверхность зуба пронернют иа контактную прочность: ан мах й анр ма», Работа передач при 221 различных режимик где аы „определяется по максимальному вращающему моменту Т,„при соответствующем коэффициенте нагрузки Кы !аах' Допускаемое контактное напряжение аир определяется: для зубьев колес без специальной поверхностной химико-термической обработки — из условия отсутствия пластической деформации аир !тх = 2,8а„ где а, — предел текучести материала колеса; для зубьев цементоваиных или поверхностно закаленных — из условия сопротивления хрупкому разрушению анр = 44 Ныцс,! для азотированных зубьев о р = 3 Нну.
В передачах, в которых работают обе поверхности, каждую сторону зуба рассчитывают самостоятельно, Повысить сопротивляемость поверх. ности зуба выкрашивзнию можао увеличением межосевого расстояния, уве. личением угла аи, введением смещения, повышением вязкости смазочного материала, уменьшением шероховатости поверхности зуба, применением материалов с повышенной твеР- достык поверхностного слоя. Во время работы зубья нагреваются тем сильнее, чем выше давление, скорость скольжения и коэффициент трения. При нагреве вязкость смазочного материала уменьшается, трение усиливается и при определенных условиях может наступить заедание. Уменьшить опасность заедаиия можно уменьшением нагрузки в зоне, где велико скольжение (используя, например, модификацию); уменьшением скольжения (применяя зубья с меньшим модулем в пределах, до.
пускаемых прочностью зуба иа изгиб); применением противозадирного смазочного материала. РАБОТА ПЕРЕДАЧ ПРИ РАЗЛИЧНЫХ РЕЖИМАХ Многие передачи эксплуатируют на Различных режимах, отличающихся передаваемой мощностью, частотой вращения, продолжительностью, иногда направлением движения. При приведении всех режимов к наиболее напряженному с действующим напряжением а эквивалентное число циклов Ф при степенной зависимости между напряжениями и числом циклов до разрушения согласно формуле (1О) гл. 2 и Нп = ~ ( ' ) Н!, (ПЗ) где ам Ф! — напряжение и число циклов на !-м режиме; л — общее число режимов работы.
Относя Н! к общему числу циклов и на всех режимах работы Ф = ~ !у! !=! получим Ни = Н ~ ( — ) —. (174) г=! При расчете нз выносливость при изгибе зубьев с нешлифованной переходной поверхностью с твердостью НВ ) 350 величина т = 9! в остальных случаях изгиба зубьев и при расчете на контактную выносливость т=5. Эквивалентное число циклов следует определять с учетом полных действующих напряжений на каждом режиме, т. е. с учетом коэффициентов, входящих в формулы (3!) — (33), и их изменений по режимам. Так как номинальные напряжения изгиба а про. порциональиы крутящему моменту Т,, а номинальные контактные напряжения а пропорциональны г' Т,, формулу (!74) можно представить а виде: при расчете нз контактную выносливость ч Н„=Л,~( Ты"' ) ф; (=1 (175) при расчете на выносливость при изгибе и г= ! (17б) Зуб«алмос передачи где, как указано выше, т равно 6 или 9.
Так кек наибольшему изменению по режимам подвержен коэффициент динамичесной нагрузки Кл, то т„Кс тмК, т„(1 „. »Н тк тк т(1+ ) (!77) где» = Ко — 1; Кос К». При постоянных частотах вращения сила удара шо = шок„» практически не зависит от статической нагрузки, что позволяет считать Т,с»; — Т,» н использовать в расчетах значение » для очередного режима, считая, как это принято в рекомендациях к ГОСТ 2!354 †, ""' = ы+' ' (Пб) Т,К Тс(1 ч») ' Режимы, для которых число циклов Мс больше базовых чисел Мыт, указанных иа с. 216 и 220, прн суммировании по формулам (175) н (176) не учитываются.
При суммировании не учитываются также режимы с высо. кими, но кратковременнымн нагрузками, так как опыт показывает, что такие нагрузки в сочетании с более низкимн, но длительно действующими, не снижают долговечности зубчатых передач, если онн удовлетворяют условиям статической прочности. Число циклов на укаэанных режимах должно быть меньше Мю,в, приведенных выше. По эквивалентному числу циклов Мнп и Млк определяют коэффициенты долговечности Хп и )гн н затем проверяют условия выносливости по формулам (22) и (27).
Для режима, наиболее напряженного нз всех режимов «неограинченнойо длительности (при М;' о М ит1, необходимо проверить, чтобы коэффициент запаса прочности 3 был не ниже допустимого. Характер работы передачи оказывиет некоторое влияние на уровень напряжений иа каждом режиме нз-за изменения процесса приработки, что иногда учитывают в расчете. Предполагают, что степень приработки зубьев на с-м режиме пропорциональна номинальной нагрузке ш«С и числу циклов нагружения Мс. Если считать, что при работе на максимальном ре- жиме во ма«в течение всего ресурса М коэффициент приработки К имеет значение, соответствующее рнс. 14, то относительная приработка на С-м режиме (179) шо мо«Мх относительная приработка за весь ресурс о моск! с=! шо «оо«Мв Очевидно, что о), (о)х (~ !.
Коэффициент неравномерности рас. пределення нагрузки на сом режиме !+ ~ко х (1 — тН (1 — К~)). (1811 При работе на одном постоянном режиме цс = 1, и формулы (181) н (61) совпадают. Для очень кратковременных режимов тц = 0 и Квс ж о Кй' ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ПЕРЕДАЧ С КОСЫМИ, ШЕВРОННЫМИ, КОНИЧЕСКИМИ ЗУБЬЯМИ И ПЕРЕДАЧ М.
Л. НОВИКОВА Для приближенного расчета указанных передач используют те же методы н структурные формулы (24) — (29), что и для прямозубых передач, внося определенные изменения в выражения для снл и коэффициентов К, 2 и У. Косоэубые и шевроииые передачи При расчете на контактную выносливость зубьев с углом наклона () чь 0 отнесенная к наименьшей суммарной длине контактных линий !юса = Ко — (182) соа рь улельная окружная сила соз ()ь 2000Т«соэ Вь .
шс =шнс К'ееа Ь«ос(м«К«еа (!88) Особенности расчета передач 223 ибм, шп а)м 2(и+ 1) сов()» * нормальная сила х (1 — 0,5 — ~1) 1 (190) число зубьев (191) (192) где шм! — расчетная окружная сила, определяемая по формуле (25); Ьм =- =- Ь вЂ” Ь„ — рабочая ширина венца (за вычетом ширины канавки Ьн между полушевронамп); ()» — основной угол наклона зубьев (з))) ()» — "- з)п 8 соз и); Ке — коэффициент сРеднего Уменьше. ннн суммарной длины контактных ляинй в процессе зацепления.
завися. щяй от коэффициентов осевог~ еа н торцового еч перекрытий Приведенный радиус кривизны м = ' . (!85) соз и! соэ 6» Нведя соотношения (183) — (185) е формулу (158), придем к основному выраженню (23) для расчетного контантного напряженна аме, в котором , ~/гг сов()» юп 2асм 1 Ле — ', (186) (' Кееи 2п определяется формулой (161). Ко. эффнциеит 2е в ГОСТ 21354 — 67 ре- комендуется рассчнтывать по форму- лам: ~э= 1/ «рн ее=0; 1 / ( еа)(1 еа) + еа 3 е ~ прн еаС1; 2е = — прн еп ~ 1. У Нлнянпе неточности передачи на неравномерность распределення на.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
