Приложение В
(обязательное)
Пример расчета допускаемых напряжений для зубчатых колес,
подвергнутых термообработке улучшением
Т а б л и ц а В1
Наименование параметра, размерность, указание | Обозначение, расчетная формула, вычисление, значение |
Исходные данные в соответствии с техническим заданием | |
Кинематическая схема передачи (ступень редуктора) | |
Вариант режима нагружения | 1 - тяжелый |
Срок службы в годах | = 5 |
Коэффициент годового использования | = 0,7 |
Коэффициент суточного использования | = 0,67 |
Относительная продолжительность включения | |
Термическая или химико- термическая обработка зубьев | шестерня - улучшение |
колесо - улучшение | |
Исходные данные в соответствии с кинематическим расчетом привода | |
Номинальная частота вращения ведущей шестерни, мин –1 | = 1430 |
Номинальная частота вращения ведомого колеса, мин –1 | = 286 |
Механические характеристики материалов зубчатой пары | |
1 Вариант материалов и термической обработки зубьев (согласно ТЗ и рекомендациям таблицы 1) | Вариант 1 |
2 Марки стали | шестерня - 40ХН ГОСТ 4543 |
колесо – 45 ГОСТ 1050 | |
3 Термическая или химико –термическая обработка зубьев | шестерня - улучшение |
колесо - улучшение | |
4 Способ получения заготовки | шестерня - прокат круглый |
колесо - поковка | |
5 Предполагаемый размер заготовки, не более, мм (по данным таблицы 2) | шестерня - 100 |
колесо - 100 |
Продолжение таблицы В1
Наименование параметра, размерность, указание | Обозначение, расчетная формула, вычисление, значение |
6 Механические характеристики материалов (по данным таблицы 2): | |
интервал твердости сердцевины зубьев | = 230…300 = 192…240 |
интервал твердости поверхности зубьев | = 230…300 = 192…240 |
предел текучести, МПа | = 600 = 450 |
7 Наиболее вероятная (средняя) твердость сердцевины зубьев шестерни и колеса | = (230 + 300) / 2 = 265 = (192 + 240) / 2 = 216 |
8 Наиболее вероятная (средняя) твердость поверхности зубьев шестерни и колеса | = = 265 = = 216 |
9 Предел контактной выносливости материалов шестерни и колеса, МПа (по рекомендациям таблицы 3) | 2 +70 = 2× 265 + 70 = 600 2 +70 = 2× 216 + 70 = 502 |
10 Базовое число циклов нагружения при расчете по контактным напряжениям; приближенное значение принимают по данным рисунка 4, точное рассчитываем по зависимостям (7) и (8) | 30 ×2652,4 » 19,63 ×106 30 ×2162,4 » 12,0 ×106 |
11 Суммарное машинное время работы (ресурс) передачи, часов; задано в техническом задании или его вычисляют по формуле (14) | tS = L ×365 ×Kгод ×24 ×Kсут ×ПВ = = 5 ×365 ×0,7 ×24 ×0,67×1,0 = 20542 |
12 Фактическое число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса за заданный ресурс передачи; находим по зависимостям (12) и (13) | NK1 = 60 tS × n1×CВ1 = 60 ×20542 ×1430 ×1 = 176,3×107 NK2 = 60 tS × n2×CВ2 = 60 ×20542 ×286 ×1 = 35,25×107 |
13 Коэффициент эквивалентности при расчете по контактным напряжениям; при заданном типовом режиме нагружения согласно рекомендациям таблицы 4 | = 0,5 |
Продолжение таблицы В1
Наименование параметра, размерность, указание | Обозначение, расчетная формула, вычисление, значение |
14 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по контактным напряжениям; вычисляем по зависимостям (9) и (10) | 0,5 ×176,3×107 » 88,15×107 0,5 ×35,25 ×107 » 17,63 ×107 |
15 Коэффициент долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по контактным напряжениям; находим по формулам (3)…(6) в зависимости от соотношения базовых NHG и эквивалентных NHE чисел циклов перемены напряжений | ZN1= = = 0,8268 ZN2= = =0,8743 |
16 Коэффициенты запаса прочности при расчете по контактным напряжениям; принимаем по данным таблицы 3 с учетом марки материала, вида термической обработки и вероятности неразрушения | При вероятности неразрушения P(t) = 0,98 имеем для шестерни и колеса SH1 = 1,1 SH2 = 1,1 |
17 Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев, МПа; вычисляем по зависимостям (1) и (2) | Ошибка! Ошибка внедренного объекта.= = 600 ×0,8268 / 1,1 = 451,0 = = 502 ×0,8743 / 1,1 = 399,0 |
18 Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, МПа; принимаем с учетом указаний к формулам (16)…(18) | 399,0 |
19 Максимальное допускаемое контактное напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа; принимаем по рекомендациям таблицы 3 | = 2,8× = 2,8×600 = 1680 = 2,8× = 2,8×450 = 1260 |
Продолжение таблицы В1
Наименование параметра, размерность, указание | Обозначение, расчетная формула, вычисление, значение |
20 Предел изгибной выносливости материалов шестерни и колеса, МПа; принимаем по рекомендациям таблицы 5 | = 1,8 × = 1,8 ×265 = 477,0 = 1,8 × = 1,8 ×216 = 388,8 |
21 Коэффициент, учитывающий влияние способа получения заготовки; принимаем по рекомендациям таблицы 6 | 0,9 1,0 |
22 Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между смежными зубьями на их изгибную выносливость принимаем по рекомендациям таблицы 7 | При шлифованной рабочей и переходной поверхностях зубьев имеем: 1,0 1,0 |
23 Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки | Поскольку проектируемая передача нереверсивная, принимаем 1,0 |
24 Коэффициент эквивалентности при расчете по напряжениям изгиба; при заданном типовом режиме нагружения согласно рекомендациям таблицы 4 | = 0,3 |
25 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба; вычисляем по зависимостям (23) и (24) | 0,3 ×176,3 ×107 » 52,89 ×107 0,3 ×35,25 ×107 » 10,58 ×107 |
26 Коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба; находим по формулам (21) и (22) в зависимости от соотношения базового NFG и эквивалентных NFE1, NFE2 чисел циклов перемены напряжений | Поскольку в рассматриваемом варианте = 4 ·106 и = 4 ·106, то в последующих расчетах с учетом ограничений (26) принимаем минимальное значение коэффициента долговечности, т.е. = 1,0 |
Окончание таблицы В1
Наименование параметра, размерность, указание | Обозначение, расчетная формула, вычисление, значение |
27 Коэффициент запаса прочности при расчете по напряжениям изгиба; по данным таблицы 5 принимаем в зависимости от вида упрочняющей термической или химико-термической обработки материала и вероятности неразрушения | При вероятности неразрушения P(t) = 0,98 имеем для шестерни и колеса 1,75 1,75 |
28 Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса при расчете на выносливость, МПа; вычисляем по зависимостям (19) и (20) | = = 477× 0,9 ×1,0 ×1,0 ×1 / 1,75 » 245 = = 388,8× 1,0 ×1,0 ×1,0 ×1 / 1,75 » 222 |
29 Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев шестерни и колеса при кратковременных перегрузках, МПа; принимаем по рекомендациям таблицы 5 | = 2,74 · = 2,74 ×265 = 726 = 2,74 · = 2,74 ×216 = 592 |
Итоговые результаты определения допускаемых напряжений для зубчатой передачи | |
Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, МПа (cм. пункт 18) | 399 |
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость, МПа (см. пункт 28) | 245 222 |
Максимальные контактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа (см. пункт 19) | = 1680 = 1260 |
Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа (см. пункт 29) | = 726 = 592 |