- •Методическая разработка
- •I. Материалы, термическая и химико-термическая обработка
- •2. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость
- •3. Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость
- •4. Проектировочный расчет
- •5. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
- •6. Проверочный расчет зубьев на выносливость
- •7. Пример расчёта
- •Решение
- •В качестве материала выбираем сталь 40х для шестерни и колеса
- •Определяем допускаемые контактные напряжения
- •Определяем допускаемые напряжения изгиба
- •Определение межосевого расстояния
- •Определение основных параметров зубчатых колес
- •Проверочный расчет на контактную выносливость
- •Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе
- •Литература
- •Содержание
Решение
В качестве материала выбираем сталь 40х для шестерни и колеса
Способ получения заготовки – поковка.
По табл. 2 назначаем:
- для колеса: термообработку – улучшение с НВ 240; предел прочности = 850 МПа; пределом текучести: =550 МПа;
- для шестерни: термообработку – улучшение с НВ 270; предел прочности = 950 МПа; пределом текучести: =700 МПа.
Определяем допускаемые контактные напряжения
(2)
По табл. 3:
- для шестерни:
- для колеса:
Коэффициенты безопасности - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей; - коэффициент, учитывающий окружную скорость; - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса, принимаем согласно приведенным выше рекомендациям (с.7).
; ; ; .
Коэффициент долговечности колеса определяем по формуле:
,
где - базовое число циклов перемены напряжения определяем по графику (рис. 2) для НВ 255 (среднее для колеса и шестерни):
.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений – определяется по формуле:
,
где - число вхождений в зацепление каждого зуба колеса за один оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым)
;
где – частота вращения шестерни;
– частота вращения колеса;
об/мин ;
– срок службы передачи, ч.
Заданный срок службы:
Тогда:
для шестерни: ;
для колеса: .
Т.к.
тогда
Для шестерни:
Для колеса:
Определяем допускаемые напряжения изгиба
при расчёте на выносливость
(8)
По табл. 4:
Для шестерни: МПа ;
Для колеса: МПа .
Коэффициент безопасности: ,
где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала, (вероятность неразрушения 99% , табл. 4);
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, (для поковок).
.
Коэффициенты:
- учитывает влияние приложения нагрузки (у нас
одностороннее приложение);
- учитывает влияния шлифования переходной поверхности зуба (в курсовом проекте принимаем );
- учитывает деформационное упрочнение электрохимическую обработку (в курсовом проекте принимаем );
- учитывает размеры зубчатого колеса (в курсовом проекте
принимаем );
- учитывает шероховатость выкружки зуба (в курсовом
проекте принимаем ).
Коэффициент долговечности определятся по формуле:
,
где базовое число циклов переменных напряжений и эквивалентное число циклов напряжений:
.
Для шестерни: .
Для колеса: .
Так как и , то .
Окончательно:
Для шестерни: ;
Для колеса: .
Определение межосевого расстояния
– вспомогательный коэффициент ( = 310 Н1/2 /м, прямозубые колеса);
- допускаемое контактное напряжение для колеса;
- крутящий момент на шестерне;
– коэффициент ширины колеса относительно диаметра, принимаем по табл. 5:
.
С учетом этого на рис. 4 находим коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца:
.
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния находим по формуле:
.
.
Принимаем .