Главная Промышленность 12 16 20 гч Рис 3 17 Определение 2„-коэффнциеита, учитывающего влияние смазки 1 - НВ<. 350, 2-НВ> 350 при соблюдении условия [(T«]<:l,23[o„„J. (3.42) Под [owminl понимается меньшее из двух значений длл шестерни [онЛ и колеса [crml. При несоблюдении зависимости (3.42) при-нилают [o«] = l,23[(T,„J. (3.43) После вычисления по формулам (3.16) или (3.16) из табл. 3.13 начального диаметра шестерни определяют ее делительный диаметр: для прямозубых колес при хФ х (см. табл 3 6) dx = diss] ecu Од, COS а (3.44) для прямозубых, косозубых и шевронных колес при х1-{- х2~ о dl = dwi. Затем находят модуль зацепления колес: прямозубых косозубых и шевронных /п = cos р. (3.45) (3.46) Полученные модули уточняют по стандарту (приложение, табл. 9). По стандартному модулю пересчитывают диаметры di, di. Заданное или стандартное межосевое рас-сгояние в косозубых передачах обеспечивается за счет пересчета угла наклона р по формуле (3 2). 3.6.4. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ НА КОНТАКТНУЮ выносливость При выполнении проектировочного расчета-передачи по формуле (3.16) необходимость полного проверочного расчета отпадает. Проверка сводится к уточнению коэффициентов Khj, Khj (для косозубых и шевронных колес), Z„ по истинной скорости Sid,,,, Til -м/с, (3.471 60000 1де dwi- начальный диаметр шестерни (мм) полученный при проектировочном расчете. Затем пересчитывается начальный диаме1[ Owl = dwi I/ к- 7 • y-i Со итгрихом - окончательные значения ко эффициентов, без штриха - их предваритель ные значения. При проектировочном расчете передач п формуле (3 16) проверочный расчет произвс дится полностью. 3.6.5. РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПРИ ИЗГИБЕ Основные предпосылки расчета изложен в разделе 3 6.1 «Виды разрушения зубьев и спо собы их расчета». Расчетные формулы для проектировочногс и проверочного расчетов приведены в табл. 3 l. Физический смысл коэффициентов, обозн£ ченных буквой К, такой же, как и при расчет1. на контактную выносливость. Коэффициент Кра для прямозубых переда при условии однопарного зацепления прини мают равным единице. Для косозубых колес 4-Кв„-1)(п-5) 4еа (3 49, где п - порядковый номер степени точност! по нормам полноты контакта по ГОСТ 1643-8] При степени точности п > 9 принимаю: п = 9. Коэф()ициент Kpf, определяют по р ис. 3 14 Коэффициент Kfv находят по табл. 3.16 Окружную скорость определяют по формуле (3.27). Коэффициент Yp, учитывающий форму зуба, определяют по рис. 3.18 в зависимости от коэффициента смещения исходного контура л и эквивалентного числа зубьев 2э = Здесь г - число зубьев шестерни (2) или колеса (Za). Ю 12 14 17 20 25 30 W 50 60 60 ЮО ЮОгООос Рис. 3 18 Определение коэффициента формы зубьев Y для цилиндрических колес Для прямозубых колес р = О и соответственно 2э= Z. При проектировочных расчетах на выносливость по изгибу из двух значений в формулы (3.18), (3.18) подставляется большее. Коэффициент Кр учитывает угол наклона !уба р. Для прямозубых колес Кр = 1. Для косозубых и шевронных колес Гр=1- (3.50) где р - в градусах. При р > 42° Fp = 0,7. Вспомогагельный коэффициент Km при проектировочном расчете передач, прямозубых - Кт=\Л\ косозубых при г<.\ /Ст=1,25; косозубых и шевронных при ер>1 Km - 1,12. Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость по изгибу (3.51) Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу перемен напряжений: (3.52) °Fllm==FllmbKFcKFL, где cr,i„6 - предел выносливости зубьев при чзгибе, соответствующий базовому числу перемен напряжений (приведен в табл. 3.19). Коэффициент Kfc, учитывающий в..ияние лвустороннего приложения нагрузки, выбирается по табл. 3.20. Коэффициент долговечности Kfl V fe- (3.53) Здесь тр - показатель степени кривой выносливости при изгибе: для зубьев с нешлифованной переходной поверхностью и НВ > 350 тр = 9, в остальных случаях тр = 6; Npo- базовое число циклов перемен напряжений, для всех сталей Npo- • Ю*; Nfe-эквивалентное число циклов перемен напряжений: при постоянной нагрузке Nfe= NGOnt; (3.54) при переменной нагрузке (рис. 3.12) k (3.55) Как и при расчете на контактную выносливость, пусковые и рабочие перегрузки, суммарное число циклов перемен напряжений которых не превышает 5 • 10*, в расчете не учитываются. При условии Nfe> Npo принимают Kfl = 1. Для предупреждения статического разрушения зубьев значения коэффициента Долговечности ограничиваются: при тр= 6 Kfl < <:2,08; при тр= 9 Kfl<- 1,63. Коэффициент безопасности Sp определяется по формуле Sf = SpS"p, (3.56) где Sp- коэффициент, учитывающий нестабильность характеристики материала (табл. 3.19); Sp- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки и условия эксплуатации передачи (табл. 3.21). Коэффициент Ys учитывает чувствительность материала к концентрации напряжений в функции от модуля зацепления. При проектировочном расчете ввиду неопределенности модуля Ys= 1,0. (3.57) При проверочном расчете Ys определяется по рис. 3.19. W 0.9 1 . 2 5 Ч 5 Б7 S910 i5 20 т мм Рис. 3.19. Определение коэффициента Таблица 3.19. Приближенные значения пределов изгибной выносливости зубьев i,„ коэффициента Sp
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 [ 24 ] 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 |