Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Определение допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения. Расчет на усталость рабочих поверхностей зубьев колес при циклических контактных напряжениях базируется на экспериментальных кривых усталости, которые обычно строят в полулогарифмических координатах (рис.6.1).
Рис. 6.1. Кривая усталости: σН - максимальное напряжение цикла, N - число циклов, σН lim- предел выносливости, NHG - базовое число циклов (абсцисса точки перелома кривой усталости), NH – циклическая долговечность (число циклов до разрушения)
Таблица 6.1
Допускаемое контактное напряжение рассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи и для каждой ступени редуктора. Первый расчет производят для тихоходной ступени, как наиболее нагруженной, затем – быстроходной по формуле (индекс 1 – для шестерни; 2 – для зубчатого колеса) , МПа, (6.1) где - определяют по эмпирическим зависимостям, указанным в таблице 6.1. - коэффициент безопасности, рекомендуют назначать S H =1,1 при нормализации, термоулучшении или объемной закалке зубьев (при однородной структуре материала по всему объему); S H =1,2 при поверхностной закалке, цементации, азотировании (при неоднородной структуре материала по объему зуба);
- коэффициент долговечности но и Если , то следует принимать Коэффициент Z Nучитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач (при NH < NHG). Расчет числа циклов перемены напряжений выполняют с учетом режима нагружения передачи. Различают режимы постоянной и переменной нагрузки. При постоянном режиме нагрузки расчетное число циклов напряжений , где с - число зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого редуктора с =1); n 1,2 - частота вращения того зубчатого колеса, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, об/мин; t - время работы передачи (ресурс) в часах; t = Lh. Постоянный режим нагрузки является наиболее тяжелым для передачи, поэтому его принимают за расчетный также в случае неопределенного (незадаваемого) режима нагружения. Большинство режимов нагружения современных машин сводятся приближенно к шести типовым режимам (рис. 6.2): Рис. 6.2. Типовые режимы нагружения: 0 - постоянный, I - тяжелый, II- средний равновероятный, III - средний нормальный, IV - легкий, V - особо легкий
Режим работы передачи с переменной нагрузкой при расчете попускаемых контактных напряжений заменяют некоторым постоянным режимом, эквивалентным по усталостному воздействию. При этом в формулах расчетное число циклов N Н перемены напряжений заменяют эквивалентным числом циклов NHE до разрушения при расчетном контактном напряжении где - коэффициент эквивалентности, значения которого для типовых режимов нагружения приведены в таблице 6.2.
Таблица 6.2
Базовое число циклов NHG перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости , определяют по графику на рис. 6.2 в зависимости от твердости поверхности зуба или рассчитывают по эмпирическим следующим зависимостям
Из двух значений (для зубьев шестерни и колеса) рассчитанного по формуле (6.1) допускаемого контактного напряжения в дальнейшем за расчетное принимают: - для прямозубых (цилиндрических) передач - меньшее из двух значений допускаемых напряжений и ; - для косозубых цилиндрических передач с твердостью рабочих поверхностей зубьев Н1 и Н2 350 НВ - меньшее из двух напряжений и ; - для косозубых цилиндрических передач, у которых зубья шестерни значительно (не менее 70...80 НВ) тверже зубьев колеса - где - меньшее из значений и . Допускаемые напряжения изгиба. Расчет зубьев на изгибную выносливость выполняют отдельно для зубьев шестерни и колеса, для которых вычисляют допускаемые напряжения изгиба по формуле , МПа где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, значения которого приведены в табл. 2.2; SF - коэффициент безопасности, рекомендуют SF = 1,5...1,75 (см. таблицу. 6.1); YA (KFC) -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего Приложения нагрузки (например, реверсивные передачи), при односторонней нагрузке YA =1 и при реверсивной YA = 0,7...0,8 (здесь большие значения назначают при H 1и Н 2 > 350 НВ); Yn (Kfl) - коэффициент долговечности, методика расчета которого аналогична расчету ZN (смотри выше). При При При следует принимать . Рекомендуют принимать для всех сталей . При постоянном режиме нагружения передачи При переменных режимах нагрузки, подчиняющихся типовым режимам нагружения (рис.6.2), где принимают по таблице 6.2.
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2021-01-14; просмотров: 104; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 18.217.8.82 (0.025 с.) |