3.36. В каком случае проводят вроверочньж расчет зубчатой передачи на изгиб?

3.37. Подставим в формулу (3.5) вместо момента М (Н*мм) его выражение через передаваемую мощность Р (кВт) и угловую скорость (рад/с):

М = 10(Р/w) и получим формулу проверочного расчета зубьев на изгиб

(3.6)

где σ_F - напряжение изгиба, МПа; Рр - расчетная мощность, кВт; m - модуль, мм; w - угловая скорость, рад/с; [σ]_F - допускаемое напряжение изгиба; ψ_bd - коэффициент длины зуба (ширина венца колеса) (табл. 3.7); Y_F - коэффициент формы зуба (табл. 3.6); K_Fb и K_Fv - коэффициенты рас­четной нагрузки (см. табл. 3.4 и 3.5).

Проанализируйте формулы (3.5) и (3.6) и определите, в каких зубьях (шестерни или колеса) возникают большие изгибающие напряжения и почему?

3.38. Из формул (3.5) и (3.6) получаем формулы проектного расчета

(3.7)

запишем окончательную формулу проектного расчета

(3.8)

где ь - модуль, мм; М₂ - вращающий момент на колесе, Н-.мм; [σ]_F - допускаемое напряжение при изгибе, МПа; Р₂ - мощность на колесе, кВт; w - угловая скорость, рад/с; Кm = 1,4 (для прямозубых передач) - вспомогательный коэф­фициент; K_Fb - коэффициент расчетной нагрузки (принима­ются по табл. 3.4); Y_F - коэффициент формы зуба (при­нимают по табл. 3.6); ψ_bd - коэффициент длины зуба (ши­рины венца) принимают по табл. 3.7; z₁ - число зубьев шестерни.

В каких единицах необходимо подставить М₂ и [σ]_F в формулу (3.8), чтобы модуль т получить в миллиметрах. Запишите формулу для определения ширины венца цилиндрического прямозубого колеса.

3.39. Выбор допускаемых напряжений изгиба. Выше отме­чалось, что причиной поломки зубьев, как правило, является усталость материала под действием повторных переменных изгибающих напряжений. Поэтому значения допускаемых напряжений должны быть определены исходя из предела выносливости зубьев. Допускаемое напряжение изгиба опре­деляют по формуле

(3.10)

где σ°_FlimB - предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 3.8); S_F - коэффициент безопасности (Sf = 1,7 ÷ 2,2).

3.8. Приближенные значения пределов выносливости при изгибе зубьев о°гьтЬ

σ°FlimB Мпа	Твердость зубьев HRC		Сталь	Способ термической или химико-термиче­ской обработки
	Поверхность	Сердце­вина
1,8 HBср	НВ 180-300		Углеродистая или легирован­ная	Отжиг, нормали­зация или улуч­шение
550-600	HRC 45-55		Легированная	Объемная закалка
750-850	48-58	30-45		Поверхност.ная закалка
750-850	56-62	32-45		Цементация и нитроцементация
300+1,2 HRC (сер­дцевины зуба)	.50-60	24-40		Азотирование

SF > 2,2 - для литых заготовок); Y_R - коэффициент, учитываю­щий шероховатость поверхности зуба (Y_R = 1,05÷1,2; Y_R> 1,2 - при нормализации, улучшении и объемной закалке); K_FC -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложе­ния нагрузки (К_Fс = 1,0 - при одностороннем приложении нагрузки, изгибающей зуб; K_FC = 0,7 ÷ 0,8 - при двусторонней нагрузке); K_FL - коэффициент долговечности [определяется по формуле (3.12)].

Можно ли принимать при расчете модула т прямозубой передачи значения прочностных характеристик материала зубчатых колес из табл. 3,8 для подстановки в формулу (3.8) или (3.9)?

3.40. В зависимости от твердости активных поверхностей зубьев коэффициент долговечности K_FL определяется по сле­дующим формулам:

(3.12)

где N_FO = 4 • 10 - база испытаний переменных напряжений

при изгибе (для всех сталей); N_F - расчетная циклическая долговечность;

N_F = 60nct_E; (3.13)

или N_F = 573wct_E , где n (w) - частота вращения (угловая ско­рость) шестерни или колеса, об/мин (рад/с); с - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым колесом; t_E - продолжительность работы зубчатой передачи за рас­четный срок службы, ч;

t_E = 365LrCtck_r k_c, (3.14)

где L₁ - срок службы передачи, год; С - число смен; tc- продолжительность смены, ч; k_r - коэффициент годового ис­пользования привода; k_c - коэффициент использования привода в смене.

Формула (3.13) приемлема для определения расчетной циклической долговечности только при постоянном режиме нагрузки.

При выборе материала для зубчатой пары с целью сокращения номенклатуры, как правило, назначают одинако­вые материалы. Разность значений твердостей для, шестерни и колеса достигается их термической обработкой. Получение нужных механических характеристик зависит не только от температурного режима обработки, но и от размеров за­готовки.

Определить допускаемые напряжения при изгибе [σ]f₁ и [σ]f₂ для материалов зубчатой передачи: шестерля - сталь 40Х (поковка), термическая обработка - объемная закалка до HRC 45-50; колесо - сталь 40Х (поковка), термическая обработка - нормализация до НВ 260 - 300. Дополнительные условия: нереверсивная нагрузка, близкая к постоянной (K_FC = 1,0); Y_R = 1,0; S_F = 1,7; t_E = 40 • 10 ч; частота вращения шестерни n₁ = 360 сб/мин; колеса n₂ = 80 об/мин.

3.41. При переменном режиме нагрузки расчет коэффициен­тов долговечности K_FE производят по эквивалентной цикли­ческой долговечности

N_FE = N_FK_FE, (3.15)

где K_FE - коэффициент приведения переменного режима на­грузки к постоянному эквивалентному режиму:

(3.16)

где Мmax, М_i - максимальные и промежуточные значения моментов; коэффициент m_F = 6 - при нормализации; m_F = 9 - при закалке; n_i, n_Mmax, - соответствующие Mmax и Мi - частота вращения и продолжительность работы.

В формуле (3.15) расшифруйте параметр N_F.