- •2. Розрахунок зубчастої передачі тихохідного ступеня редуктора
- •2.1. Вибір матеріалів та термічної обробки зубчастих коліс
- •2.2.Визначення допустимих напружень
- •2.2.1.Визначення вихідного розрахункового навантаження при розрахунку на контактну витривалість
- •2.2.2.Визначення еквівалентного числа циклів напружень при розрахунку на контактну міцність
- •2.2.3. Визначення еквівалентного числа циклів напружень при розрахунку на витривалість на згин
- •2.2.4. Визначення допустимих напружень для шестерні і колеса
- •2.2.5. Допустиме граничне контактне напруження при дії максимального навантаження
- •2.2.6. Допустиме напруження на згин
- •2.2.7. Граничне допустиме значення на згин для попередження залишкових деформацій або крихкого зламу зубців
- •2.3.1. Проектний розрахунок передачі
- •2.3.2. Перевірний розрахунок на контактну витривалість
- •2.3.3. Перевірний розрахунок на попередження пластичних деформацій або крихкого руйнування робочих поверхонь зубців
- •2.3.4. Перевірний розрахунок на витривалість при згині
- •2.3.5. Перевірний розрахунок на згин для поперечення залишкових
- •2.3.6. Визначення геометричних розмірів шестерні та колеса
- •2.4. Визначення конструктивних розмірів зубчастого колеса
- •2.1. Вибір матеріалів та термічної обробки зубчастих коліс………………1
- •2.2.Визначення допустимих напружень……………………………..….….1
- •Розрахунково-графічна робота №2 з дисципліни “Деталі машин”
2.2.3. Визначення еквівалентного числа циклів напружень при розрахунку на витривалість на згин
Приймаємо базове число циклів зміни напружень ==4 (оскільки для всіх сталей =4). Еквівалентне число циклів напружень:
для шестерні
= ; (2.11)
для колеса
=; (2.12)
де та - коефіцієнти, що враховують характер циклограми навантаження відповідно шестерні і колеса.
Оскільки , визначаємо послідовно суми .
Для шестерні першого ступеня циклограми (k=1)
;
Умова:
;
виконується. В цьому випадку коефіцієнт , що враховує характер циклограми при і =6 визначаємо за формулою (2.13):
=== ; (2.13)
Для колеса першого ступеня циклограми (k=1)
; (2.14) Умова формули:
=0,6=1
виконується. Тоді Еквівалентні числа циклів напружень для розрахунку на втому при згині
для шестерні
=;
для колеса
=;
2.2.4. Визначення допустимих напружень для шестерні і колеса
Допустимі контактні напруження розраховуються окремо для шестерні і колеса окремо за формулою
[ ; (2.15)
Попередньо знаходимо границю контактної витривалості зубців шестерні і колеса, яка відповідає базовому числу циклів напружень. Для вуглецевих сталей при середній твердості поверхонь зубців шестерні та колеса ; границя контактної витривалості дорівнює:
для шестерні:
для колеса: ;
Оскільки , то для визначення коефіцієнта довговічності користуємося формулою:
для шестерні:
; (2.16)
Оскільки
для колеса:
; (2.14)
Оскільки
Коефіцієнт , що враховує вплив шорсткості спряжених поверхонь зубців вибираємо за таблицями. Для фрезерованих зубців при шорсткості
Коефіцієнт , що враховує вплив колової швидкості, визначаємо за графіком. У попередніх розрахунках беруть =1,12, що відповідає коловій швидкості V
Коефіцієнт, що враховує розмір зубчастого колеса =1(при dмм). Коефіцієнт запасу міцності для зубців з однорідною структурою матеріалу
Допустиме контактне напруження:
для шестерні:
[=541,67МПа;
для колеса:
[= 464,3МПа.
Допустиме контактне напруження передачі:
[=464,3; (2.15)
2.2.5. Допустиме граничне контактне напруження при дії максимального навантаження
для шестерні:
[=2,8=1820МПа ;
для колеса:
[=2,8=1120МПа ;
2.2.6. Допустиме напруження на згин
[ (2.16)
Попередньо за таблицями для вуглецевих та легованих сталей при твердості зубців у середині основи зуба 180…350НВ знаходимо границю витривалості зубців на згин при базовому числі циклів напружень на згин для пульсуючого циклу навантаження.
для шестерні:
=1,75=428,75МПа ;
для колеса:
=1,75=358,75МПа ;
Коефіцієнт , що враховує характер прикладання навантаження вибираємо за таблицями (при одночасному прикладанні навантаження в нереверсивних передачах ).
Коефіцієнт довговічності визначаємо за формулою
(при , та , =6 ):
для шестерні:
;
Оскільки
для колеса:
;
Оскільки
коефіцієнт , що враховує шорсткість передньої поверхні, вибираємо в залежності від способу механічної обробки. Для зубофрезерування з шорсткістю не більше , . Коефіцієнт , що враховує розмір зубатого колеса приймаємо =1,05.. Коефіцієнт , що враховує градієнт напружень і чутливість матеріалу до концентрації напружень залежить від модуля зчеплення. При проектному розрахунку через невизначеність модуля, приймаємо Коефіцієнт запасу міцності на згин
Визначаємо допустиме напруження на згин.
для шестерні:
[=264,81 МПа ;
для колеса:
[=221,58 МПа ;