![]() |
Главная Случайная страница Контакты | Мы поможем в написании вашей работы! | |
|
2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев.
Допускаемые контактные напряжения , МПа, вычисляются отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач:
Z Nj – коэффициент долговечности для шестерни и колеса, определяется по формуле:
Где N H lim bj - базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса. Определяется согласно источнику [1, стр25, рис. 6]:
N H lim b1= N H lim b2=90*106
N HEj- эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса
N HE1=μн*N∑1,
N HE2=μн*N∑2.
где μн- коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчёте на контактную прочность, Согласно источнику [1, стр26, табл. 8]:
μн= 0,125
N∑1,N∑2 – число циклов нагружения зубьев шестерни или колеса за весь срок службы передачи.
где n2– частота вращения 3 вала, взята из табл.1:
n= 105, мин-1
– время работы передачи за весь срок службы привода
= 11.000 часов.
с- число циклов нагружения зуба за один оборот зубчатого колеса
с=1.
n1– частота вращения 2 вала, вычисляется по формуле
n1=n2*i2,
где i2- передаточное отношение.
n1 = 105*2,950 =309,75 мин -1.
Тогда
N∑1= 60*309,75*11.000=2*108
N∑2=60*105*11.000=6,9*106
Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса:
N HE1=0,125*2*108=0,25*108
N HE2=0,125*6,9*108
Так как N HEj≤ N H lim bj принимаем q н= 6
0,25*108≤90*106
0,86*106≤90*106
=
=1,2
Согласно источнику [1, стр26,п.2]: для материалов неоднородной структуры при поверхностном упрочнении зубьев
0,75≤ Z Nj≥1.8
Принимаем Z N1=1.2
=
=2.1
Принимаем Z N1=1,8
Найдем допускаемые контактные напряжения:
2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения.
Согласно источнику [1, стр27,табл.9]:
σHP max=44* H HRC
σHP max=44*55=2420МПа.
2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.
σ F lim b j- предел выносливости шестерни или колеса при изгибе
σ F lim b 1=680МПа
σ F lim b 2= 680МПа
S F min 1,2- минимальный коэффициент запаса прочности
Согласно источнику [1, стр28]:
S F min 1,2=1,7
Y Nj- коэффициент долговечности, вычисляется по формуле
Y Nj
где N F lim- базовое число циклов напряжений изгиба согласно источнику [1, стр28]:
N F lim=4*106
Для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н≤350НВ q F=6
N FEj - эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса.
N FEj=μF*N∑j j=1,2
Согласно источнику [1, стр28, табл. 10]:
μF=0,038
Тогда
N FE1=2*108*0,038=0,76*106
N FE2=6,9*106*0,038=0,26*106
Вычислим коэффициент долговечности:
Y N1= 1,3
Y N2= 1,5
YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубьях
Согласно источнику [1, стр29, табл. 11] принимаем:
YA=1
Допускаемые напряжения :
МПа
МПа
2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.
где σ FSt – предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке МПа, принимаем согласно источнику [1, стр30, табл. 12]:
σ FSt= 2000МПа
S FSt min- минимальный коэффициент запаса прочности пери расчете максимальной нагрузки, вычисляется по зависимости:
S FSt min= YZ*SY
Где YZ -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, выбираемый согласно источнику [1, стр31, табл. 13]:
YZ=1
SY- коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр31]:
SY=1,75
S FSt min=1*1,75=1,75
Yх -коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр31, рис. 8]:
Yх=1,025
=1171 МПа
Дата публикования: 2015-07-22; Прочитано: 178 | Нарушение авторского права страницы | Мы поможем в написании вашей работы!