Расчеты деталей машин. Пантелеев В.Ф. - 28 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

ПГУ | Пенза

Составители: 

Рубрика: 

- 28 -
Если
limHк
NN > , то принимают 1
=
N
z .
При переменном режиме нагружений (рис. 2.1, б) в формулу для определения
N
z вместо
К
N подставляют эквивалентное число циклов
HE
N
...)(60
3
23
3
121
+++=
βαβαα
hHE
cnLN (2.3)
Если
limHНЕ
NN > , то принимают 1
=
N
z .
При проектном расчете на контактную выносливость прямозубых передач
любой твердости, а также косозубых и шевронных передач с твердостью
1
H и
HBH 350
2
≥ в качестве расчетного допускаемого напряжения принимают минималь-
ное из
[]
1
H
σ
и
[]
2
H
σ
, т. е.
[]
[
]
[]
⎭
⎬
⎫
⎩
⎨
⎧
=
2
1
min
H
H
H
σ
σ
σ
; для косозубых и шевронных передач с
твердостью колеса
HBH 350
2
< и твердостью шестерни HBH 350
1
> расчетное допус-
каемое напряжение определяют по формуле
[]
[
]
[
]
(
)
21
45,0
HHH
σ
σ
σ
+
=
.
Это напряжение не должно превышать
[
]
2
23,1
H
σ
. В противном случае прини-
мают
[] []
2
23,1
HH
σ
σ
= .
2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба зубьев
Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни
[
]
1
F
σ
и колеса
[]
2
F
σ
опреде-
ляют по формуле
[]
N
F
FLim
F
y
S
σ
σ
=
, (2.4)
где
limF
σ
– длительный предел выносливости при “отнулевом” цикле нагруже-
ний, выбирается по табл. 2.3 в зависимости от материала и твердости зубьев;
F
S -
коэффициент запаса изгибной прочности выбирают по табл. 2.3;
F
m
К
N
N
y
6
104 ⋅
=
- ко-
эффициент долговечности, принимаемый в пределах
max
1
NN
yy
≤
≤
;
F
m - показатель
степени кривой усталости;
6=
F
m
для нормализованных и улучшенных колес;
9
=
F
m
для поверхностно упрочненных колес,
4
max
=
N
y при
6
=
F
m
, 5,2
max
=
N
y при
9
=
F
m
.
K
N - требуемый ресурс рассчитываемого зубчатого колеса в циклах.
Таблица 2.3 
       Если N к > N H lim , то принимают z N = 1 .
       При переменном режиме нагружений (рис. 2.1, б) в формулу для определения
z N вместо N К подставляют эквивалентное число циклов N HE
                                      N HE = 60cnLh (α 1 + α 2 β 13 + α 3 β 23 + ...) (2.3)
       Если N НЕ > N H lim , то принимают z N = 1 .
       При проектном расчете на контактную выносливость прямозубых передач
любой твердости, а также косозубых и шевронных передач с твердостью H 1 и
H 2 ≥ 350 HB в качестве расчетного допускаемого напряжения принимают минималь-
                                   ⎧[σ H ]1 ⎫
ное из [σ H ]1 и [σ H ]2 , т. е. [σ H ] = min ⎨
                                            ⎬ ; для косозубых и шевронных передач с
                                   ⎩[σ H ]2 ⎭
твердостью колеса H 2 < 350 HB и твердостью шестерни H 1 > 350 HB расчетное допус-
каемое напряжение определяют по формуле
                             [σ H ] = 0,45([σ H ]1 + [σ H ]2 ) .
     Это напряжение не должно превышать 1,23[σ H ]2 . В противном случае прини-
мают [σ H ] = 1,23[σ H ]2 .

                      2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба зубьев

     Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни [σ F ]1 и колеса [σ F ]2 опреде-
ляют по формуле
                                                  [σ F ] = σ FLim   yN ,                 (2.4)
                                                            SF
      где σ F lim – длительный предел выносливости при “отнулевом” цикле нагруже-
ний, выбирается по табл. 2.3 в зависимости от материала и твердости зубьев; S F -
                                                                                 4 ⋅ 10 6
коэффициент запаса изгибной прочности выбирают по табл. 2.3; y N =          mF            - ко-
                                                                                  NК
эффициент долговечности, принимаемый в пределах 1 ≤ y N ≤ y N max ; m F - показатель
степени кривой усталости; m F = 6 для нормализованных и улучшенных колес; m F = 9
для поверхностно упрочненных колес, y N max = 4 при m F = 6 , y N max = 2,5 при m F = 9 .
      N K - требуемый ресурс рассчитываемого зубчатого колеса в циклах.

                                                                                 Таблица 2.3


                                        - 28 -

Страницы