Критерии работоспособности зуб. передач. и расчёт.

Контактная прочность и прочность на изгибе: выполняем следующие расчёты:

1. расчёт на предупреждение усталостного разрушения. Условие – фактическое напряжение не может быть больше допускаемого.

2. расчёт на предупреждение сжатия

3. расчёт на предупреждение усталостного разрушения по напряжениям изгиба

4. расчёт на предупреждение поломки (от перегрузки)

; (косозуба передача) d1, d2 – делительный диаметр - диаметр выступов - диаметр впадин в – ширина зубчатого венца в1 > в2 - высота зуба; ; ; с – боковой зазор = 0,25 m, R = 0,35 m (мм); Р – шаг (по делительному диаметру)

- торцевой модуль для косозубой передачи ;

;

z1 и z2 – число зубьев. n1 и n2 - число оборотов - передаточное число, град. Коэф. ширины зуба: (редукт. 0,315/0,63)

7) Допускаемые контактные напряжения [σ]_H при расчете зубчатой передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев.

Допускаемые контактные напряжения [σ]_H1 для шестерни и[σ]_H2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости: Предел контактной выносливости σ_Hlim вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости (НВ или HRC) на поверхности зубьев. Минимальные значения коэффициента запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшенных, объемно-закаленных) Sн= 1,1; для зубчатых колес с поверхностным улучшением Sн = 1,2. Коэффициент долговечности Z_Nучитывает влияние ресурса
при условии . Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев
Ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения п, мин^-1 и времени , час: , где — число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за одни его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым)
В соответствии с кривой усталости напряжения не могут иметь значений меньших σ_Hlim. Поэтому при Nk>N_HGпринимаюг Nk=N_HG. Для длительно работающих быстроходных передач Nk>N_HG и, следовательно,. Второй знак неравенства ограничивает допускаемые напряжения по условию предотвращения пластической деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя: для материалов с однородной структурой (улучшенных, объемно-закаленных) и 1,8 для поверхностно-упрочненных материалов (закалка ТВЧ, цементация, азотирование).
Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимают для зубчатого колеса пары с более грубой поверхностью в зависимости от параметра Rа шероховатости (Z_R=1-0,9). Большие значения соответствуют шлифованным и полированным поверхностям (Ra= 0,63... 1,25 мкм).
Коэффициент учитывает влияние окружной скорости V ( = 1... 1,15). Меньшие значения соответствуют твердым передачам, работаюoим при малых окружных скоростях (до 5 м/с). При более высоких значениях окружной скорости возникают лучшие условия для создания надежного масляного слоя между контактирующими поверхностями зубьев, что позволяет повысить допускаемые напряжения:
допускаемое напряжение для цилиндрических и конических передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса .Для цилиндрических и конических передач с непрямыми зубьями в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии допускаемые напряжения можно повысить до значения:
при выполнении условия:
для цилиндрических передач

для конических передач ,
где [σ]_Hmin —меньшее из двух: [σ]_H1 и[σ]_H2

 

8) Допускаемые напряжения изгиба [σ]_F при расчете на сопротивление усталости зубьев при изгибе.

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни [σ]_F1 и колеса [σ]_F2 определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса), шероховатости поверхности выкружки (переходной поверхности между смежными зубьями) и реверса (двустороннего приложения) нагрузки:

Предел выносливости σ_Flim при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмпирическим формулам

Минимальные значения коэффициента запаса прочности: для цементированных и нитроцементированных зубчатых колес S_F=1,55; для остальных S_F =1,7.
Коэффициент долговечности Y_N учитывает влияние ресурса:

где Y_Nmax =4 и q=6—для улучшенных[ зубчатых колес; Y_Nmax =2,5 и q=9 для закаленных и поверхностно-упрочненных зубьев. Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, N_FG.Назначенный ресурс N_K вычисляют так же, как и при расчетах по контактным напряжениям. В соответствии с кривой усталости напряжения σ_F не могут иметь значений меньших σ_Flim. Поэтому при N_K> N_HG принимают N_K= N_HG. Д ля длительно работающих быстроходных передач N_K> =N_HG, следовательно, Y_N=1, что и учитывает первый знак неравенства. Второй знак неравенства ограничивает допускаемые напряжения по условию предотвращения пластической деформации или хрупкого разрушения зуба.
Коэффициент Y_R, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимают: Y_R = 1 при шлифовании и зубофрезеровании с параметром шероховатости Rz= 40 мкм; Y_R = 1,05...1,2 при полировании (большие значения при улучшении и после закалки ТВЧ).

Коэффициент Y_A учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При одностороннем приложении нагрузки Y_A =1 При реверсивном нагружении и одинаковых нагрузке и числе циклов нагружения в прямом и обратном направлении (например, зубья сателлита в планетарной передаче): Y_A =0,65— для нормализованных и улучшенных сталей; Y_A = 0,75 —для закаленных и цеменированных; Y_A = 0,9 —для азотированных.