- •Розрахунок зубчастої передачі
- •Розрахунково-графічна робота №2
- •2.Вибір матеріалу та термічної обробки
- •2.2.1 Вибір матеріалу.
- •2.2.2 Визначення еквівалентного числа циклів напружень.
- •2.2.3. Визначення еквівалентного числа циклів напружень при розрахунку на витривалість на згин
- •2.2.4. Визначення допустимих напружень для шестерні і колеса
- •2.2.5. Допустиме граничне контактне напруження при дії максимального навантаження
- •2.2.6. Допустиме напруження на згин
- •2.2.7. Граничне допустиме значення на згин для попередження залишкових деформацій або крихкого зламу зубців
- •2.3.1. Проектний розрахунок передачі
- •2.3.2. Перевірний розрахунок на контактну витривалість
- •2.3.3. Перевірний розрахунок на попередження пластичних деформацій або крихкого руйнування робочих поверхонь зубців
- •2.3.4. Перевірний розрахунок на витривалість при згині
- •Список літератури
2.2.3. Визначення еквівалентного числа циклів напружень при розрахунку на витривалість на згин
Приймаємо базове число циклів зміни напружень ==4 (оскільки для всіх сталей =4). Еквівалентне число циклів напружень:
-
для шестерні - =
-
для колеса - =;
де та - коефіцієнти, що враховують характер циклограми навантаження відповідно шестерні і колеса.
Оскільки , визначаємо послідовно суми .
Для шестерні першого ступеня циклограми (k=1)
;
Умова:
;
виконується. В цьому випадку коефіцієнт , що враховує характер циклограми при і =6 визначаємо за формулою:
=== ;
Для колеса першого ступеня циклограми (k=1)
;
Умова формули:
=0,6=1,3;
виконується. Тоді Еквівалентні числа циклів напружень для розрахунку на втому при згині
-
для шестерні - =;
-
для колеса - =;
2.2.4. Визначення допустимих напружень для шестерні і колеса
Допустимі контактні напруження розраховуються окремо для шестерні і колеса окремо за формулою
[ ; (2.15)
Попередньо знаходимо границю контактної витривалості зубців шестерні і колеса, яка відповідає базовому числу циклів напружень. Для вуглецевих сталей при середній твердості поверхонь зубців шестерні та колеса ; границя контактної витривалості дорівнює:
для шестерні:
для колеса: ;
Оскільки , то для визначення коефіцієнта довговічності користуємося формулою:
-
для шестерні- ;
Оскільки
-
для колеса - ; (2.14)
Оскільки
Коефіцієнт , що враховує вплив шорсткості спряжених поверхонь зубців вибираємо за таблицями. Для фрезерованих зубців при шорсткості
Коефіцієнт , що враховує вплив колової швидкості, визначаємо за графіком. У попередніх розрахунках беруть =1,16, що відповідає коловій швидкості V
Коефіцієнт, що враховує розмір зубчастого колеса =1(при dмм). Коефіцієнт запасу міцності для зубців з однорідною структурою матеріалу
Допустиме контактне напруження:
-
для шестерні - [=637,8МПа;
-
для колеса - [= 556,8МПа.
Допустиме контактне напруження передачі:
[=556,8;
2.2.5. Допустиме граничне контактне напруження при дії максимального навантаження
-
для шестерні - [=2,8=2100МПа ;
-
для колеса - [=2,8=1512МПа ;
2.2.6. Допустиме напруження на згин
[ (2.16)
Попередньо за таблицями для вуглецевих та легованих сталей при твердості зубців у середині основи зуба 180…350НВ знаходимо границю витривалості зубців на згин при базовому числі циклів напружень на згин для пульсуючого циклу навантаження.
-
для шестерні - =1,75=490МПа ;
-
для колеса - =1,75=420МПа ;
Коефіцієнт , що враховує характер прикладання навантаження вибираємо за таблицями (при одночасному прикладанні навантаження в нереверсивних передачах ).
Коефіцієнт довговічності визначаємо за формулою
(при , та , =6 ):
для шестерні:
;
Оскільки
для колеса:
;
Оскільки
коефіцієнт , що враховує шорсткість передньої поверхні, вибираємо в залежності від способу механічної обробки. Для зубофрезерування з шорсткістю не більше , . Коефіцієнт , що враховує розмір зубатого колеса приймаємо =1,05.. Коефіцієнт , що враховує градієнт напружень і чутливість матеріалу до концентрації напружень залежить від модуля зчеплення. При проектному розрахунку через невизначеність модуля, приймаємо Коефіцієнт запасу міцності на згин
Визначаємо допустиме напруження на згин.
-
для шестерні - [=302,65 МПа ;
-
для колеса - [=259,41 МПа ;