Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
метода ТМ.doc
Скачиваний:
130
Добавлен:
24.02.2016
Размер:
8.95 Mб
Скачать

6.2.4. Проверочный расчет передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев

Проверочный расчет передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев выполняем по условию контактной прочности [6]

где ZЕ – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес; для стальных зубчатых колес ZE = 192 МПа1/2 [14];

ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [14]:

где αw = 20° – угол зацепления;

Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых колес Zε = 1 [14];

KHβ = 1,2 (см. ранее);

KНv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении [14]:

где ωHv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм [6, с. 328];

KА – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; KА = 1, [6, c. 29];

где δН – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [6, с. 329, табл. 18.2]; δН = 0,06;

g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [6, с. 329, табл. 18.3], g0 = 5,6;

Определяем процент перегрузки:

По принятым в машиностроении нормам для σH допускается отклонения: 5 % перегрузка и 10 % недогрузка. Условие прочности выполняется.

6.2.5. Проверка передачи на выносливость при изгибе

Проверочный расчет на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности [6, c. 339] σF ≤ σ.

Расчетное местное напряжение при изгибе определяем по формуле [14]

σF = KFYFSYβYεFt / (0,85  bwm).

Коэффициент нагрузки KF вычисляют следующим образом [14]:

KF = KАKFKFβKFα,

где KА – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; KА = 1 [14];

KFυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении [14]:

где ωFv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм [14]:

δF – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [6, с. 329, табл. 18.2], δF = 0,016;

g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [6, с. 329, табл. 18.3], g0 = 5,6;

KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; так как , следовательноKFβ = 1,21 (рис. 6.3);

KFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых передач KFα = 1.

KF = 1 · 1,07 · 1,21 · 1 = 1,295;

YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений; принимается в зависимости от эквивалентного числа зубьев z и коэффициента смещения инструмента x [14];

z1 = z1 / сosδ1; z2 = z2 / сosδ2;

z1 = 19 / cos17,57° = 19,93; YFS1 = 4,08;

z2 = 60 / cos 72,429° = 198,75; YFS2 = 3,6.

Расчет выполняется для менее прочного зубчатого колеса, т. е. для того из колес, у которого отношение σFP / YFS меньше;

шестерня: σFP1 / YFS1 = 319,12 / 4,08 = 78,22 МПа;

колесо: σFP2 / YFS2 = 298,53 / 3,6 = 82,9 МПа.

Расчет ведем по шестерне.

Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба; для прямозубых колес Yβ = 1;

Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для прямозубых колес Yε = 1.

F1 = 1,293 · 4,08 · 1 · 1 · 1174,43 / ( 0,85 · 34 · 3,21) = 66,925 МПa;

66,925 < 319,12 – условие прочности выполняется.

Рис. 6.3. Графики для определения KHβ и KFβ для конических зубчатых колес:

а – при твердости рабочих поверхностей зубьев H1 ≤ 350 НВ; Н2 ≤ 350 НВ

(или H1 > 350 НВ; Н2 < 350 НВ); б – при H1 > 350 НВ; Н2 > 350 НВ; I, II – кривые,

соответствующие виду передачи (см. верхнюю часть рисунка); 1 – для передач

с опорами на шариковых подшипниках; 2 – то же на роликовых подшипниках;

 для колес с прямыми зубьями;  ·  для колес с круговыми зубьями [8, c. 189]

Для передач с круговым зубом при Н2 < 350 НВ, а также при Н1 < 350 НВ и Н2 < 350 НВ следует принимать KHβ = 1.