Методические рекомендации к выполнению курсового проекта по курсу "Детали машин" Разде л (стр. 4 из 8)
при NHE ≤ NH lim
, но не более 2,6 при объемном упрочнении и не более 1,8 при поверхностном упрочнении зубьев;при NHE > NH lim
, но не менее 0,75;NH lim - базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости sН lim;
NH lim i = 30×HBi2,4 £ 120 × 106;
NHE - эквивалентное число циклов напряжений за весь срок службы передачи;
,где c - число зацеплений зуба за 1 оборот зубчатого колеса; c = 1 для зубчатых колес редукторов всех схем, кроме соосного двухпоточного редуктора (табл. 2.1, схема У), у которого для шестерни z1 и колеса z4 c = 2, т.к. за время одного оборота каждый зуб этих зубчатых колес входит в зацепление дважды;
n - частота вращения рассматриваемого зубчатого колеса, мин-1;
t - срок службы редуктора, час.
Срок службы может быть задан непосредственно или определен по формуле:
, где:Lh - срок службы редуктора, лет;
Кгод - коэффициент использования привода в течение года;
Ксут- коэффициент использования привода в течение суток;
μН- коэффициент приведения переменной нагрузки к условно постоянной при расчете на контактную прочность.
Если в качестве характеристики внешней нагрузки в задании на проектирование указан график (циклограмма) нагрузки, то коэффициент μН определяется по формуле:
где:Ti - вращающий момент, передаваемый данным зубчатым колесом в течение времени ti;
Tном - номинальный вращающий момент.
Пример. Определить μН для привода, работающего по графику нагрузки, представленному на рис.5.1.
Рис.5.1
Решение: μН = 13 × 0,2 + 0,83 × 0,5 + 0,53 × 0,3 = 0,49.
Если вместо графика нагрузки задан режим нагружения (см. рис. 2.1), то коэффициент μН определяется по табл. 5.2.
Таблица 5.2
| Режим нагружения | Наименование режима нагружения | μН | μF | |
| qF=6 | qF = 9 | |||
| 0 | постоянный | 1,00 | 1,00 | 1,00 |
| 1 | тяжелый | 0,50 | 0,30 | 0,20 |
| 2 | средний равновероятный | 0,25 | 0,143 | 0,10 |
| 3 | средний нормальный | 0,18 | 0,065 | 0,04 |
| 4 | легкий | 0,125 | 0,038 | 0,016 |
| 5 | особо легкий | 0,063 | 0,013 | 0,004 |
В качестве допускаемого контактного напряжения зубчатой передачи принимают:
для прямозубых передач - меньшее из допускаемых напряжений шестерни [sH]1 и колеса [sH]2;
для косозубых – напряжение, вычисленное по формуле
, (5.2)но не более:
1,25 [sH]min - для цилиндрических колес;
1,15 [sH]min - для конических колес,
где [sH]min - меньшее из [sH]1 и [sH]2 .
Если величина, определенная по формуле (5.2), окажется меньше [sH]min , принимают [sH]12 = [sH]min.
Примечание. Здесь и в дальнейшем индекс “1” означает, что помечаемый им параметр относится к шестерне рассматриваемой ступени зубчатой передачи, а индексом “2” помечаются параметры, относящиеся к сопряженному с этой шестерней колесу. Таким образом, при определении, например, допускаемых контактных напряжений зубчатой передачи второй ступени, соответствующие параметры будут обозначаться как [sH]34, [sH]3 и [sH]4.
б) Допускаемые напряжения изгиба зубьев зубчатых колес
, где: (5.3) 
- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений (табл. 5.3);SF - расчетный коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную выносливость (табл. 5.3 );
YN - коэффициент долговечности, определяемый по формуле:
где:qF - показатель степени кривой усталости, принимаемый: qF = 6 – для объемно упрочненных зубьев и qF = 9 - для поверхностно упрочненных зубьев;
NF lim = 4×106 - базовое число циклов изменения напряжений;
NFE - эквивалентное число циклов напряжений за весь срок службы передачи:
,где параметры с, n и t определены выше;
μF - коэффициент приведения переменной нагрузки к условно постоянной при расчете зубьев на изгибную выносливость.
При задании внешней нагрузки циклограммой μF определяется по формуле:
Если задан типовой режим нагружения по ГОСТ 21354-87 (см. рис. 2.1), μF определяется по табл. 5.2.
YA - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.
При одностороннем приложении нагрузки (нереверсивные передачи) YA = 1. При двухстороннем приложении нагрузки (реверсивные передачи) YA = 0,65 при НВ £ 350, YA = 0,75 при НВ > 350 (кроме азотированных зубчатых колес) и YA = 0,9 для азотированных зубчатых колес.
Таблица 5.3
Приближенные значения пределов изгибной выносливости
, коэффициентов безопасности SF и предельных допускаемых напряжений [sF]max. | Тип стали | Термообработка | Твердость сердцевины зубьев |  , МПа | SF | [sF]max, МПа |
| Cтали углеродистые и легированные | нормализация и улучшение | НВ 180… 350 | 1,75 НВ | 1,7 | 3,7 НВ |
| объемная закалка *), закалка ТВЧ | НRС > 40 | 580 | 1,7 | 1300 | |
| Стали легированные | цементация | НRC 32…45 | 750…850 | 1,7 | 1200 |
| азотирование | НRC 24…40 | 12 НRC+290 | 1,7 | 1000 |
*) С применением средств против обезуглероживания
в) Допускаемые предельные напряжения при действии максимальной нагрузки [sH]max i и [sF]max i.
[sH]max и [sF]max определяются для каждого из зубчатых колес по рекомендациям, приведенным в таблицах 5.1 и 5.3.
6. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ НА ПРОЧНОСТЬ
Большинство зубчатых передач, применяемых в общем машиностроении, работают в условиях хорошей смазки. Основными критериями работоспособности таких передач являются контактная и изгибная выносливость зубьев. Для всех прирабатывающихся и для большинства неприрабатывающихся зубчатых колес главным критерием является контактная выносливость. Поэтому при проектировании зубчатых передач редукторов обычно расчет ведут в следующей последовательности: определяют ориентировочно один из основных геометрических параметров передачи (d1 или aW) из условия обеспечения контактной выносливости; уточняют кинематические параметры; определяют геометрические параметры зубчатых колес; определяют усилия в зацеплениях, а затем проводят проверочные расчеты на контактную и изгибную выносливость зубьев по номинальным напряжениям, а также проверку прочности зубьев при действии максимальной нагрузки.