Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
Курсовой проект5.doc
Скачиваний:
40
Добавлен:
02.05.2014
Размер:
420.86 Кб
Скачать

2.4. Расчет допускаемых напряжений.

Зубья колес из улучшенных сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность.

Определение допускаемых контактных напряжений определяют по формуле:

, где (метод,с,15)

- предел контактной выносливости вычисляется по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термообработки зубчатых колес, твердость на поверхности зубьев.

Значение =2НВ+70 (методичк. С.15)

для шестерни =2х285+70=640 МПа

для колеса =2х250+70=570 МПа

Sн коэффициент запаса прочности, для зубчатого колеса с однородной структурой материала (улучшение) Sн= 1,1.

ZN коэффициент долговечности учитывает влияние ресурса, определяют по формуле:

,при условии 1 ZNZN max (Дунаев с.13)

NHG=30 HB 2,412х107

для зубчатого колеса NHG2=30х2502,4=1,7х107

для шестерни NHG1=30х2852,4=2,3х107

Nк ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1, и времени работы Lh, час:

Nк=60nn3 Lh , где

n3 число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот

n3=1

Lh = ресурс работы Lh=7000 час.

Ресурс передачи Nк для шестерни быстроходной ступени:

NК1б=60х945х1х7000=39,7х107

- для зубчатого колеса быстроходной ступени:

NК2б=60х189х1х7000=7,5х107

- для шестерни тихоходной ступени:

NК1Т=60х189х1х7000=7,5х107

-для колеса тихоходной ступени:

NК2Т=60х35,25х1х7000=1,5х107

- наибольшее напряжение цикла

Nн число циклов нагружений

()- предел выносливости материала

NHG (NHо) базовое число циклов

(абсцисса точки перелома кривой усталости)

Рисунок 2.4. Экспериментальные кривые усталости.

В соответствии с кривой усталости напряжения не могут иметь значений меньших , поэтому при Nк> NHG принимают Nк= NHG . Значит принимаем ZN=1.

Определим допускаемые контактные напряжения по формуле (1):

для шестерней: МПа

для колес: МПа.

Допускаемое напряжение для цилиндрических передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса . В соответствии с полученными значениями допускаемое контактное напряжение для тихоходной и быстроходной ступеней равно = = 518,2 МПа.

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса определяют по общей зависимости, учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса). Шероховатости поверхности выкружки (переходной поверхности между смежными зубьями) и реверса (двустороннего приложения нагрузки)

(3) (Дунаев с.14)

- предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба (вычисляется по эмпирическим формулам).

=1,75 НВ

для колес: =1,75х250=437,5

для шестерен: =1,75х285=498,75

SF коэффициент запаса прочности.

Значение коэффициента SF=1,7 (Дунаев с.15)

УN - коэффициент долговечности учитывает влияние ресурса.

Вычислим УN по формуле:

, при условии 1 <УN <УN max (4)

где УN max =4, g=6 для улучшенных зубчатых колес. (Дунаев с.15)

NFG =4х106- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.

Ресурс NК вычислен при расчете контактных напряжений.

Так как NК >NFG принимают NK=NFCT=>УN=1

УA коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. При одностороннем положении нагрузки УA =1.

УК коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимают УК=1.

Допускаемые напряжения изгиба по формуле (3):

для колес: МПа

для шестерен: МПа.

Учет режима нагружения при определении допускаемых напряжений.

В расчетах на контактную выносливость переменность режима нагружений учитывают при определении коэффициента долговечности ZN: вместо назначенного ресурса NK подставляем эквивалентное число циклов NНЕ:

NНЕ=MН NК , где (Дунаев стр.15)

MН - коэффициент эквивалентности, MН=0,25 (Дунаев стр.16)

NК ресурс передачи в цикл-часах перемены напряжений при частоте вращения n, мин -1, и времени работы

- для шестерни быстроходной ступени:

NНЕ 1б=MН NК1б=0,25х39,7х107=9,925х107

- для зубчатого колеса быстроходной ступени и шестерни тихоходной ступени:

NНЕ 2б=NНЕ1Т=0,25х7,5х107=1,875х107

-для колеса тихоходной ступени:

NНЕ2Т=0,25х1,4х107=0,35х107.

Найдем коэффициент долговечности по формуле (2) для шестерни и колеса быстроходной ступени.

ZN=1, так как NНG <NНЕ

для шестерни тихоходной ступени

для колеса тихоходной ступени

Теперь принимая во внимание изменившиеся коэффициенты долговечности ZN найдем контактные напряжения для шестерни и колеса тихоходной ступени по формуле:

МПа

МПа

Итак, допускаемое контактное напряжение

- для быстроходной ступени

=518,2 МПа

- для тихоходной ступени

=607,4 МПа

В расчетах на выносливость при изгибе для определения коэффициента долговечности УN вместо NK подставляют эквивалентное число циклов NFE

NFЕ=MF NК , где

MF коэффициент эквивалентности для типовых режимов, MF=0,143 (Дун.с.16)

NFЕ1Б=MF N=0,143х39,7х107=5,67х107

NFЕ2Б= NFЕ1Т= MF NК1Т= MF NК2Б=0,143х7,5х107=1,07х107

NFЕ2Т=MF NК2Т=0,143х1,4х107=0,2х107

Вычисляем УN по формуле (4) для шестерен быстроходной ступени УN=1, так как NFE > NFG.

Для колеса быстроходной ступени и для шестерни тихоходной ступени: УN=1

для колеса тихоходной ступени:

Теперь с учетом изменившегося коэффициента долговечности УN найдем напряжение изгиба для колеса тихоходной ступени по формуле (3)

=МПа

Итак, напряжения изгиба равны

F=293,4 МПа

F=257,4 МПа

F=293,4 МПа

F=288,2 МПа