Базовое число циклов перемены напряжений для сталей равно

Обновлено: 22.01.2025

Допускаемые контактные напряжения [о]_н. Экспериментом установлено, что контактная прочность рабочих поверхностей зубьев определяется в основном твердостью этих поверхностей. Допускаемые контактные напряжения для расчетов на прочность при длительной работе

где [ σ ]// — допускаемое контактное напряжение, соответствую­щее пределу контактной выносливости при числе циклов переме­ны напряжений Ν_Η . Экспериментальные значения [а]_яо приведе­ны в табл. 8.5. Для передач, выход из строя которых связан с тя­желыми последствиями, значения [а]_яо уменьшают; K hl — коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи,

Примечание. НВ_ср и HRCj_Cp — средние значения из двух предельных твердостей, данных в табл 8.4.

Для нормализованных или улучшенных колес K_HLmax = 2,6; для колес с поверхностной закалкой, азотированием, цемента­цией K_HL max =1Д

Число циклов напряжений Л^о» соответствующее пределу 5 Н. Г. Куклин, Г. С. Куклина 129

выносливости, определяется твердостью рабочих поверхностей зубьев (табл. 8.6).

Таблица 8.6. Значения числа циклов Ν_Η0

N — число циклов перемены напряжений зубьев за весь срок службы (наработка). При постоянном режиме нагрузки (с отк­лонениями до 20 %)

где ω — угловая скорость; рад/с; Lh — ресурс (срок службы) передачи, ч.

В большинстве случаев Ν > Ν_Η , следовательно, для длитель­но работающих (в течение нескольких лет) передач 1» что и учитывает первый знак неравенства в формуле (8.16).

Второй знак неравенства ограничивает [ σ ] _Λ по условию отсут­ствия пластических деформаций на поверхностях зубьев или хрупкого разрушения.

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями рассчитывают по меньшему значению [а]_я из полученных для шестерни [а]_Я1 и колеса [ ϋ ] _{Η 2} ·

Исключение составляют зубчатые передачи с непрямыми зубьями при разности средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса HBi_cp — НВ_2ср>70 и Η

При этом [а]я не должно быть больше 1,23 [а ]//2 Для ци­линдрических косозубых, шевронных колес и 1,15[ σ ]//2 для конических колес с непрямыми зубьями.

2.2. Эквивалентное число циклов изменения напряжений

где N_ = 60ncL_h – суммарное число циклов изменения напряжений за весь срок

n – частота вращения, мин -1 ;

c — число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса (рис.2.2)

Срок службы передачи в часах находят по формуле

где k_Г, k_С – соответственно коэффициенты годового и суточного использования

2.3. Базовое число циклов перемены напряжений

Это N_lim, соответствующее длительному пределу выносливости :

где H_m – средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

Таблица 2.2. Базовое число циклов N_Hlim10 -6 по формуле (2.4)

3. Допускаемые напряжения

3.1. Зубчатые передачи

3.1.1. Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопро-тивление усталости определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле

Таблица 3.1. Базовый предел контактной выносливости _Hlimb

химико-термической обработки зубьев

2. Объемная и поверхностная

S_H – коэффициент запаса прочности:

— при однородной структуре материала S_Hmin = 1,1 ;

— при поверхностном упрочнении зубьев S_Hmin = 1,2 .

Для передач, выход из строя которых связан с тяжелыми последствиями, S_Hmin соответственно равен 1,25 и 1,35;

но не более 2,6 для однородной структуры материала

и не более 1,8 для поверхностного упрочнения ;

Величины Z_N представлены в табл.3.2.

Таблица 3.2. Коэффициент долговечности Z_N

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверх-ностей зубьев;

Zv — коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи;

Z_L – коэффициент, учитывающий влияние смазки;

Zx – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

3.1.2. Расчетное допускаемое контактное напряжение опреде-ляют :

б) для косозубых и шевронных цилиндрических передач как

в) для конических передач с круговыми зубьями как

3.1.3. Допускаемое изгибное напряжение при расчете на сопротив-ление усталости определяют раздельно для шестерни и колеса приближенно по формуле

Y_N – коэффициент долговечности при изгибе:

В проверочном расчете _FP уточняется.

Методические указания по расчету закрытых передач для студентов инженерно-технических специальностей в курсовых и дипломных проектах , страница 3

2.3 Режимы работы передачи

На основе статистической обработки реальных условий работы современных машин в качестве расчетных приняты шесть типовых режимов работы передач [3, с.12]: 0 – постоянный; I – тяжелый; II – средний равновероятный; III – средний нормальный; IV – легкий; V — особо легкий.

Режим работы передачи в расчетах на выносливость учитывается коэффициентом режима нагрузки – Х, значения которого представлены в таблице 1.

Таблица 1 – Значения коэффициента режима нагрузки

2.4 Число циклов перемены напряжений

2.4.1 Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу контактной и изгибной выносливости

Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу контактной и изгибной выносливости обозначается соответственно N_HG и N_FG. Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу контактной выносливости N_HG зависит от средней твердости по Бринелю активных поверхностей зубьев НВ_ср (для нормализованных и улучшенных сталей) или по Роквеллу HRC_{Э ср} (для закаленных, цементированных, цианированных и азотированных поверхностей зубьев стальных зубчатых колес)_.

При расчете передачи на контактную выносливость значения чисел циклов N_HG для колес, выполненных из стали следует определить по формуле:

N_HG = 30×(НВ_ср) 2,4 – для колес, выполненных из материала с твердостью рабочих поверхностей зубьев менее НВ350 (первой группы),

N_HG =340 × (HRC_{Э ср}) 3,15 + 8 × 10 6 – для колес, выполненных из материала с твердостью рабочих поверхностей зубьев более НВ350 (второй группы).

Значения НВ_ср и HRC_{Э ср} определяются как среднее арифметическое интервала твердости зубьев шестерни и колеса, которые представлены в таблице А.1:

.

При расчете передачи на изгибную выносливость принимают значение N_FG = 4×10 6 независимо от твердости материала колеса [1, c.27].

2.4.2 Суммарное число циклов перемены напряжений N_∑

Суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни соответственно определяется:

; ;

где

n₁ , n₂ – частота вращения шестерни и колеса, об/мин;

2.5.1 При расчете на контактную выносливость

Допускаемые контактные напряжения предварительно рассчитываются отдельно для материала шестерни и колеса по формуле:

H – коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность:

S_H = 1,1 – для материалов колес первой группы,

S_H = 1,2 – для материалов колес второй группы;

ОН – длительный предел контактной выносливости:

ср + 70 – для материалов колес первой группы, МПа;

Э ср+200 – для материалов колес второй группы при поверхностной и объемной закалке, МПа;

ОН = 23×HRC_{Э ср}– для материалов колес второй группы при цементации и нитроцементации, МПа;

ОН =1050 МПа –для материалов колес второй группы при азотировании.

Для колес с прямыми зубьями, расчетное допускаемое напряжение [ Н следует принимать для более слабого (лимитирующего) колеса. При термической обработке улучшение обычно лимитирует материал колеса, т.е.

H= Hmin= H2.

Для колес с круговыми зубьями

Н = 0,45 ( Н1 + Н2) ≤ ,15 Н2, если НВ₂ 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14

Число циклов перемены напряжений

Режимы работы передачи

На основе статистической обработки реальных условий работы современных машин установлено, что при всем многообразии режимов нагружения машин, их можно свести к шести типовым режимам работы передач [2, с.16–17]: 0 – постоянный; I – тяжелый (работа бόльшую часть времени с нагрузками, близкими к номинальной); II – средний равновероятный (одинаковое время работы со всеми значениями нагрузки); III – средний нормальный (работа бόльшую часть времени со средними нагрузками); IV – легкий (работа бόльшую часть времени с нагрузками ниже средних); V — особо легкий (работа бόльшую часть времени с малыми нагрузками).

Режим работы передачи в расчетах на выносливость учитывается коэффициентом режима нагрузки – Х, значения которого представлены в таблице 2.

Таблица 2 – Значения коэффициента режима нагрузки

Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу контактной и изгибной выносливости обозначается соответственно N_HG и N_FG. Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу контактной выносливости N_HG зависит от средней твердости по Бринелю активных поверхностей зубьев НВ_ср (для нормализованных и улучшенных сталей) или по Роквеллу HRC_Эср (для закаленных, цементированных, цианированных и азотированных поверхностей зубьев стальных зубчатых колес)_.

При расчете передачи на контактную выносливость значения числа циклов N_HG для колес, выполненных из стали, следует определить по формуле:

N_HG = 30×(НВ_ср) 2,4

Значения НВ_ср и HRC_Эср определяются как среднее арифметическое (Н_ср – по Бринелю или Роквеллу) интервала твердости зубьев шестерни и колеса, которые представлены в таблице 1:

Твердость в единицах HRC_Э переводят в единицы НВ:

HRC_Э………45 47 48 50 51 53 55 60 62 65

НВ…………427 451 561 484 496 521 545 611 641 688

При расчете передачи на изгибную выносливость принимают N_FG = =4×10 6 независимо от твердости материала зубьев колес [2, c.15].

Суммарное число циклов перемены напряжений следует определить для шестерни соответственно:

; ;

n₁, n₂ – частота вращения шестерни и колеса, об/мин;

Базовое число циклов перемены напряжений для стали равно

2.4.3 Эквивалентное число циклов перемены напряжений

При расчете передачи на контактную выносливость :

,

здесь

При расчете передачи на изгибную выносливость :

Нам важно ваше мнение! Был ли полезен опубликованный материал? Да | Нет

Эквивалентное число циклов изменения напряжений

Эквивалентное число циклов N_E (N_HE и N_FE) определяют по формуле

где N_S = 60ncL_h – суммарное число циклов изменения напряжений за весь срок

Базовое число циклов перемены напряжений

где H_m – средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

Таблица 2.2. Базовое число циклов N_Hlim10 -6 по формуле (2.4)

Зубчатые передачи

Таблица 3.1. Базовый предел контактной выносливости s_Hlimb

Способ термической и химико-термической обработки зубьев	Средняя твердость поверхностей зубьев	Сталь	sHlimb, МПа
1. Отжиг, нормализация, улучшение	менее 350 НВ	углеродистая и легированная	2ННВ + 70
2. Объемная и поверхностная закалка	30…50 HRCЭ	17HHRC + 200
3. Цементация и нитроцементация	более 56 HRCЭ	легированная	23HHRC
4. Азотирование	550 … 750 HV

S_H – коэффициент запаса прочности:

— при однородной структуре материала S_Hmin = 1,1 ;

— при поверхностном упрочнении зубьев S_Hmin = 1,2 .

Для передач, выход из строя которых связан с тяжелыми последствиями, S_Hmin соответственно равен 1,25 и 1,35;

Z_N – коэффициент долговечности:

Величины Z_N представлены в табл.3.2.

Таблица 3.2. Коэффициент долговечности Z_N

NHlim / NHE	4,5	3,5	2,5	1,5
ZN (3.2)	1,65	1,47	1,41	1,35	1,31	1,28	1,26	1,23	1,2	1,17	1,12	1,07

NHlim / NHE	0,9	0,8	0,7	0,6	0,5	0,4	0,3	0,2	0,1	0,05	0,02	0,01
ZN (3.3)	0,995	0,99	0,98	0,97	0,96	0,95	0,94	0,92	0,89	0,86	0,82	0,79

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверх-ностей зубьев;

Z_L – коэффициент, учитывающий влияние смазки;

где s 0 _Flimb– базовый предел изгибной выносливости зубьев при N_Flim (табл.3.3)

Y_N – коэффициент долговечности при изгибе:

В проверочном расчете s_FP уточняется.

Таблица 3.3. Базовые пределы выносливости s 0 _Flimbи коэффициенты S_F [2,c.187]

Термообработка	Твердость зубьев	Марки сталей	s 0 Flimb МПа	SF
поверхности	сердцевины
Нормализация, улучшение	180 … 350 НВ	40, 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ и др.	1,75 ННВ	1,7
Объемная закалка	45 … 55 HRCЭ	40Х, 40ХН, 40ХФА	500…550	1,7
Закалка ТВЧ сквозная с охватом впадин	48 … 52 HRCЭ	40Х, 40ХН. 35ХМ	500…600	1,7
Закалка ТВЧ по всему контуру	56…62 HRCЭ	27…35 HRCЭ	58, 55ПП,У6	1,7
48…52 HRCЭ	40Х, 40ХН, 35ХМ	600…700
Азотирование	700…900 HV	24…40 HRCЭ	38Х2Ю, 38Х2МЮА, 38ХМЮА	12НHRCЭ серд + 290	1,7
550…750 HV	40Х, 40ХМ, 40Х2НМА
Цементация с автоматиче-ским регулированием процесса	57…62 HRCЭ	30…45 HRCЭ	легирован-ные	850…950	1,5
Цементация	57…62 HRCЭ	легирован-ные	750…800	1,6 1,7
Нитроцементация с авто-матическим регулирова-нием процесса	56…63 HRCЭ	25ХГМ 25ХГТ, 30ХГТ, 35Х	1,5

Червячные передачи

3.2.1. В проектировочном расчете скорость скольжения v_S , м/с, ориенти-ровочно определяют по формуле :

где n₁ – частота вращения червяка, мин -1 ;

T₂ — вращающий момент на колесе, Н×м.

3.2.2. Допускаемые напряжения для расчета зубьев червячного коле-са на сопротивление усталости находят по формулам, приведенным в табл.3.4 [2, c.241].

Таблица 3.4. Допускаемые напряжения s_НP и s_FP червячных передач, МПа

Группа	Для расчета зубьев на сопротивление усталости
материала	контактной	изгибной
I	sНP = CvsНP (10 7 / NHE2) 1/8	sFP = sFP (10 6 / NFE2) 1/9
sНP = (0,75…0,9) sВ	sFP = 0,25sТ+ 0,08sВ
II	sНP = 300 – 25vS	sFPC = 0,16sВ
III	sНP = 210 – 35vS	sFP = 0,2sВИ
sFPC = 0,12sВИ

C_v – коэффициент, учитывающий интенсивность износа материала группы I:

vS, м/с, не более ….	³ 8
Cv ………………….	1,33	1,21	1,11	1,02	0,95	0,88	0,83	0,8

s_В, s_Т – пределы прочности и текучести по табл.1.2;

s_ВИ – предел прочности чугуна на изгиб;

N_HE2, N_FE2 – эквивалентные числа циклов перемены напряжений для зубьев

4. КОЭФФИЦИЕНТЫ РАСЧЕТНОЙ НАГРУЗКИ

4.1.1. По ГОСТ 21354 коэффициенты расчетной нагрузки K_H и K_F пред-ставляют в виде произведения четырех коэффициентов :

где K_A – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; в учебном проекте K_A = 1 (внешняя динамическая нагрузка учтена в циклограм-ме нагружения);

K_V — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;

K_b — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагру-зки по длине контактных линий;

K_a — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубья-ми в связи с погрешностями изготовления.

4.1.2. На рис.4.1 приведено условное обозначение схем цилиндрических зубчатых передач (по данным МГТУ им. Н.Э. Баумана)..

Рис.4.1. Схемы зубчатых передач к табл.4.1 и 4.5

4.1.3. Рекомендуемые [2, c.155], [4, c.70], [5, c.17] значения коэффициентов рабочей ширины зубчатых венцов по межосевому расстоянию (y_ba = b_w / a_w) и по диаметру шестерни (y_bd = b_w / d₁) приведены в табл.4.1.

Схема в соответствии с рис.4.1	Н1 и (или) Н2 350 НВ
yba	ybd	yba	ybd
1 и 2 – консольная	0,2…0,25	до 0,8	0,2…0,25	до 0,6
4 – несимметричная	0,28…0,4	до 1,4	0,25…0,315	до 1,2
5 и 6 – несимметричная	0,28…0,4	до 1,6	0,28…0,355	до 1,4
7 и 8 – симметричная	0,315…0,5	до 1,6	0,315…0,4	до 1,6
7 и 8 – шевронная	0,4…0,63	до 2,0	0,4…0,5	до 1,8
3 – раздвоенная	0,16…0,25	до 1,0	0,16…0,2	до 0,8
Примечания : 1. Коэффициенты yba в указанных в табл. интервалах выбирают по ряду предпочтительных чисел R20. 2. С увеличением твердости и передаточного числа коэффи-циенты yba следует уменьшать.

Коэффициент y_bd связан с y_ba зависимостью

где d_m1 – средний делительный диаметр шестерни;

K_be = b/R_e – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца по внешнему конусному расстоянию.

Опора деревянной одностоечной и способы укрепление угловых опор: Опоры ВЛ — конструкции, предназначен­ные для поддерживания проводов на необходимой высоте над землей, водой.

Поперечные профили набережных и береговой полосы: На городских территориях берегоукрепление проектируют с учетом технических и экономических требований, но особое значение придают эстетическим.

Общие условия выбора системы дренажа: Система дренажа выбирается в зависимости от характера защищаемого.

Базовое число циклов перемены напряжений график

Понятие о циклах напряжений в сопротивлении материалов.

В подавляющем большинстве случаев напряжение изменяется периодически (рис. 10.1). Совокупность всех значений напряжений в течении одного периода называется циклом напряжений.

Характеристиками циклов напряжений являются:

1. максимальное напряжение цикла – σ_max;
2. минимальное напряжение цикла – σ_min;
3. среднее напряжение цикла –

Циклы, имеющие одинаковые коэффициенты асимметрии цикла, называются подобными.

Наиболее распространенными являются:

При этом σ_m=0, r=-1.
Отнулевой (пульсирующий) цикл (рис. 10.2,б). Для этого случая

Любой асимметричный цикл можно представить как сумму симметричного цикла и постоянного напряжения.

В случае действительных переменных касательных напряжений остаются в силе все термины и соотношения, с заменой σ на τ.

Для оценки прочности материала при переменных напряжениях используется определяемая опытным путем характеристика – предел выносливости σ_r, который представляет собой наибольшее в алгебраическом смысле напряжение цикла, при котором образец выдерживает не разрушаясь неограниченно большое число циклов.

Практически установлено, что если стальной образец выдержал некоторое базовое число циклов N_Б , и не разрушился, то он не разрушится и при любом другом большем числе циклов. Для стали и чугуна принимают N_Б=10 7 .

Для цветных металлов и сплавов пользуются лишь понятием предела ограниченной выносливости при N_Б=10 8 , т.к. они при очень большом числе циклов могут разрушиться и при небольших напряжениях.

На величину предела выносливости σ_r влияют различные факторы:

Минимальное значение имеет предел выносливости при симметричном цикле ( r = — 1). Он в несколько раз меньше предела прочности, например, для углеродистой стали

3) Концентрация напряжений.

Снижение предела выносливости за счет наличия концентраторов напряжений (выточек, отверстий, шпоночных канавок, резких переходов от одних размеров детали к другим и др.) учитывается действительным коэффициентом концентрации напряжений к_σ (к_τ) > 1.

В неответственных расчетах и при отсутствии данных величину к можно определять по следующим эмпирическим соотношениям:

4) Качество обработки поверхности учитывается при помощи коэффициента β >1, значение которого для различного качества обработки поверхности приводится в таблицах и графиках.

5) Абсолютные размеры детали учитываются при помощи так называемого масштабного фактора α_м>1. Значение α_м для различных материалов в зависимости от диаметра детали определяются из специальных графиков. Приближенно величины масштабного фактора для валов может быть вычислена по эмпирической зависимости

где d – диаметр вала в сантиметрах.

Совместное влияние концентрации напряжений, качества обработки поверхности и размеров детали оценивается коэффициентом

Расчет на прочность при переменных напряжениях (расчет на выносливость) на практике обычно выполняется как проверочный. Условие прочности принято записывать в виде

где [n]=1,4–3,0 – нормативный коэффициент запаса усталостной прочности детали при данном цикле напряжений.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле

Здесь ψ — коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла на предел выносливости. В случае, когда известна величина предела выносливости при пульсирующем цикле σ

При отсутствии значений σ (τ ) можно принимать

где s = 1400 МПа – для углеродистых и низколегированных сталей; s = 2000 МПа – для легированных сталей.

Наряду с коэффициентом запаса по усталостному разрушению должен быть определен коэффициент запаса по текучести

В качестве расчетного следует принять меньший из коэффициентов n_σ и n_σT.

Аналогично вычисляют и коэффициенты запаса по касательным напряжениям:

Для плоского напряженного состояния, когда действуют нормальные и касательные напряжения, коэффициент запаса определяется по эмпирической формуле

Определяем базовое число циклов перемены напряжений

2.2 Определяем базовое число циклов перемены напряжений

а) по контактным напряжениям:

для шестерни N₀₁ = для колеса N₀₂ =

2.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений

где m – показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.

2.4 Вычисляем коэффициент долговечности

а) по контактным напряжениям.

2.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости

а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшения

σ 0 _нlimb₁ = 2·215 + 70 = 500 МПа.

σ 0 _нlimb₂ = 2·195 + 70 = 460 МПа.

Для термообработки улучшение и нормализация:

σ 0 _Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;

σ 0 _Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.

2.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:

При термообработке нормализация и улучшение принимаем

2.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба

где — коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75 [2]

— коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для проката = 1,15[2]

2.8 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

2.8.1 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба

Предварительно принимаем К_Нβ = 1,2[2]

Ψ_ba-ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Ψ_ba= 0,25 и К_а = 49,5 [2]

Принимаем ближайшее стандартное значение а_{W ГОСТ}=250 мм [2]

2.8.2 Определяем модуль зацепления:

2.8.3 Определяем основные параметры зубчатых колес:

Z_∑=

б) диаметры делительных окружностей

в) диаметры окружностей вершин:

г) диаметры окружностей впадин:

д) ширина колеса и шестерни:

b₁ = b₂ + 4…8 = 62 + 4…8 = 66…70 мм;

2.9 Проверочный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

2.9.1 Уточняем коэффициент нагрузки:

Для отношения Ψ_bd= b₂/d₁ = 62/100 = 0,62 , при несимметричном расположении колес относительно опор, К_Нβ = 1,06[2]

а) для зубчатых передач:

N_Hlim= 30H_m 2,4 12010 6 (табл.2.2) ;N_Flim= 410 6 , (2.4)

где H_m– средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

б) для червячных передач:

3.1.1. Допускаемые контактные напряженияпри расчете на сопро-тивление усталости определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле

где _Hlimb – базовый предел контактной выносливости приN_Hlim (табл.3.1).

Способ термической и

1. Отжиг, нормализация,

менее 350 НВ

2Н_НВ + 70

17H_HRC + 200

более 56 HRC_Э

550 … 750 HV

S_H– коэффициент запаса прочности:

-- при однородной структуре материала S_Hmin= 1,1 ;

-- при поверхностном упрочнении зубьев S_Hmin = 1,2 .

Z_N– коэффициент долговечности:

б) при N_HEN_Hlimс= (N_Hlim/N_HE) 1/ 20 0,75.(3.3)

ВеличиныZ_Nпредставлены в табл.3.2.

Z_R– коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверх-ностей зубьев;

Zv- коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи;

при v5 м/сZv= 1;

Z_L– коэффициент, учитывающий влияние смазки;

Zx– коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

при d700 ммZx= 1.

В курсовомпроектеследует приниматьZ_RZ_vZ_LZ_x= 0,9.

3.1.2. Расчетное допускаемое контактное напряжениеопреде-ляют :

а) для прямозубых передачкак_HPmin , т.е. наименьшее_HP1 или_HP2 по формуле (3.1);

б) для косозубых и шевронных цилиндрических передачкак

в) дляконических передач с круговыми зубьямикак

3.1.3. Допускаемое изгибное напряжениепри расчете на сопротив-ление усталости определяют раздельно для шестерни и колеса приближенно по формуле

где  0 _Flimb – базовый предел изгибной выносливости зубьев приN_Flim (табл.3.3)

Y_N = (10 6 /N_FE) 1/ q F 1 , (3.7)

Таблица 3.3. Базовые пределы выносливости  0 _Flimb и коэффициенты S_F [2,c.187]

N_Hlim = 30 H_m 2,4  12010 6 (табл.2.2) ; N_Flim = 410 6 , (2.4)

где _Hlimb – базовый предел контактной выносливости при N_Hlim (табл.3.1).

-- при однородной структуре материала S_Hmin = 1,1 ;

Z_N – коэффициент долговечности:

а) при N_HE  N_Hlim Z_N = (N_Hlim / N_HE) 1/ 6 , (3.2)

б) при N_HE  N_Hlim с = (N_Hlim / N_HE) 1/ 20  0,75. (3.3)

Zv - коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи;

при v  5 м/с Zv = 1;

при d  700 мм Zx = 1.

В курсовом проекте следует принимать Z_RZ_vZ_LZ_x = 0,9.

а) для прямозубых передач как _HPmin , т.е. наименьшее _HP1 или _HP2 по формуле (3.1);

где  0 _Flimb – базовый предел изгибной выносливости зубьев при N_Flim (табл.3.3)

Y_N = (10 6 / N_FE) 1/ q F  1 , (3.7)

при q_F = 6 (см. п.2.1.2) Y_Nmax = 4,

при q_F = 9 Y_Nmax = 2,5.

Читайте также:

  
• Щетка зачистная дисковая витая 200х22мм для мшу стальная скрученная
  
• Листовая сталь 09г2с гост
  
• Как получают дамасскую сталь
  
• Стальное изделие закалялось до температуры 800 градусов с последующим опусканием в масло нагреванием
  
• Основным легирующим элементом быстрорежущих сталей является