страница - 50
приводит к короблению и искажению их профилей. Поэтому после термообработки зубья подвергают шлифовке или обкатке с применением специальных паст. Поверхностные слои зубьев обладают повышенной контактной прочностью.
Следует иметь в виду, что механические характеристики шестерни должны быть выше характеристик колеса. Возможно изготовление шестерни и колеса из стали одной и той же марки, но с разной термообработкой. Например, можно изготовить шестерню из стали 40Х улучшенной, а колесо — из стали 40Х нормализованной.
Рис. 9.11. База испытанийРис. 9.12, Пересчет единиц твер-
дости HRC3 и HV в единицы НВ
Для лучшей приработки зубьев при их твердости до 350 НВ рекомендуют иметь твердость шестерни больше твердости колеса не менее чем на 20...30 единиц (твердость по Бринеллю).
Материал для шестерни выбирают обычно несколько прочнее, чем для колеса, так как напряжение при изгибе в зубьях шестерни выше, чем в зубьях колеса, и число циклов нагружении для зуба шестерни больше.
В дальнейшем при определении допускаемых напряжений и расчетах на прочность формулы и методика их проведения будут изложены в соответствии с рекомендациями ГОСТ 21354—75, который распространяется на передачи из стальных колес внешнего зацепления. В некоторых случаях для упрощения сделаны незначительные отступления, не влияющие на конечный результат расчета.
Допускаемые контактные напряжения [оя] (МПа) для прямозубых передач определяют раздельно для шестерни и колеса (и принимают окончательно меньшее значение) по формуле
((Jh) = «нпт»*/* ZrZvKlKxH,(9.8)
где онить — предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев, соответствующий базе испытаний Nhg (Nq— абсцисса точки перелома кривой усталости). он\\ть и Nhg определяются, в основном, твердостью рабочих поверхностных слоев (см. табл. 9.8 и рис. 9.11). На рис. 9.12 приведен график для пересчета твердо-
го
сти из единиц HRC3 и HV в единицы НВ; Khl—коэффициент долговечности. Он учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи, а также возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач при Nz<Chq (N2— суммарное число циклов перемен напряжений; для длительно работающих передач при #2> Nhg) коэффициент Khl = 1. Этот случай обычно и встречается на практике. При Nz<Nhg методику определения коэффициента Khl см. в ГОСТ 21354—75 (его значения могут достигать 2,4); S# — коэффициент безопасности. Рекомендуется при однородной по объему структуре материала, обеспечиваемой нормализацией, улучшением, объемной закалкой зубьев, 5« = 1,1; при неоднородной по объему структуре (поверхностная закалка, цементация, азотирование) Sh — 1,2. Для передач, выход из строя которых связан с тяжелыми последствиями, значения коэффициентов безопасности следует увеличивать до 1,25 и 1,35; ZR—коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; Zv — коэффициент, учитывающий окружную скорость; Kl—коэффициент, учитывающий влияние смазывания; Кхн—коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. ГОСТ рекомендует для колес с d<1000 мм принимать
ZrZvKlKxH = 0,9.(9.9)
Поэтому с достаточной для практических расчетов точностью формулу для расчета допускаемых контактных напряжений можно записать в виде:
\он) = 0,9 °mimbKHL .(9.10)
Для непрямозубых передач в качестве допускаемого контактного напряжения рекомендуют принимать условное допускаемое кон тактное напряжение, определяемое по формуле *
[он] = 0,5 (о hi + offi)f(9.11)
При этом должно выполняться условие?
[он}< 1,25 [ои] min»
где [Он]тт — меньшее из значений [oH\i и [он]2. В противном случае принимают [он] — 1,25[оя]т1п для цилиндрических колес и [он] = 1,15[ая]т1п — для конических.
Допускаемые контактные напряжения(МПа) для зубчатых колес:
из серого чугуна (табл. 9.7)
[он]& 1,5 НВ,(9.12)
* В ГОСТе наряду с такой приближенной зависимостью рекомендуется другая (тоже приближенная), учитывающая различие контактной прочности в зонах, до полюса зацепления и за полюсом. Обе зависимости дают близкие результаты.
из высокопрочного чугуна
[о„]«1,8 НВ,
(9.13)
для пластмассовых зубчатых колес при работе в паре со стальными или чугунными при обеспечении смазывания: текстолит— [он\ = 45...60 МПа; лигнофоль — [он\ = 50...60 МПа; поликарбонат— [он] = 25...30 МПа (НВ — твердость по Бринеллю).
Допускаемые напряжения [oF] (МПа) при расчете на усталость зубьев при изгибе определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле 181:
где op\imb—предел выносливости зубьев при изгибе, МПа, соответствующий базе испытаний Nfq (табл. 9.8); Kfl — коэффициент долговечности: при твердости зубьев не более 350 НВ коэффициент Kfl = 1...2, более 350 НВ—Kfl = 1 — 1,6 (в случаях, когда требуется особо высокая точность расчета, определение этого коэффициента см. в ГОСТ 21354—75); Sf—коэффициент безопасности; Sf= 1,7...2,2 (большие значения для литых заготовок); Kfc—коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (например, реверсивные передачи, сателлиты планетарных передач и т. п.): при односторонней нагрузке Kfg = 1, при реверсивной нагрузке Kfc = 0,7...0,8.
В формуле (9.14) не учитывается ряд коэффициентов по сравнению с формулой в приложении к ГОСТ 21354—75. Эти коэффициенты равны или близки к единице, поэтому ими в практических расчетах можно пренебречь.
Кроме того, расчет закрытых зубчатых передач ведут на контактную усталость, а расчет на изгиб является проверочным. Как показывает практика, в этих случаях напряжения изгиба оказываются значительно меньше допускаемых значений.
Допускаемые напряжения при изгибе (МПа) для зубчатых колес из чугуна
где o i — предел выносливости при симметричном цикле нагружения: a i « 0,55ав; ав — предел прочности материала зубчатого колеса при растяжении; [s] — требуемый коэффициент запаса прочности: для отливок без термообработки [s[ = 1,9, с термообработкой — [s\ = 1,7; ka эффективный коэффициент концентрации напряжений у основания зуба: для чугунных и пластмассовых зубчатых колес А?0 — l..«lj2e
Для пластмассовых зубчатых колес из текстолита и лигнофоля [o>J = 15...25 МПа; из поликарбоната — [о>j = 7...9 МПа.
Допускаемые напряжения при расчетах на предотвращение пластических деформаций или хрупкого разрушения при перегрузках передачи рекомендуют определять по табл. 9.16.
[of] =
(9.14)
[о>] = a !/([s] ka),
содержание:
[стр.Введение] [стр.1] [стр.2] [стр.3] [стр.4] [стр.5] [стр.6] [стр.7] [стр.8] [стр.9] [стр.10] [стр.11] [стр.12] [стр.13] [стр.14] [стр.15] [стр.16] [стр.17] [стр.18] [стр.19] [стр.20] [стр.21] [стр.22] [стр.23] [стр.24] [стр.25] [стр.26] [стр.27] [стр.28] [стр.29] [стр.30] [стр.31] [стр.32] [стр.33] [стр.34] [стр.35] [стр.36] [стр.37] [стр.38] [стр.39] [стр.40] [стр.41] [стр.42] [стр.43] [стр.44] [стр.45] [стр.46] [стр.47] [стр.48] [стр.49] [стр.50] [стр.51] [стр.52] [стр.53] [стр.54] [стр.55] [стр.56] [стр.57] [стр.58] [стр.59] [стр.60] [стр.61] [стр.62] [стр.63] [стр.64] [стр.65] [стр.66] [стр.67] [стр.68] [стр.69] [стр.70] [стр.71] [стр.72] [стр.73] [стр.74] [стр.75] [стр.76] [стр.77] [стр.78] [стр.79] [стр.80] [стр.81] [стр.82] [стр.83] [стр.84] [стр.85] [стр.86] [стр.87] [стр.88] [стр.89] [стр.90] [стр.91] [стр.92] [стр.93] [стр.94] [стр.95] [стр.96] [стр.97] [стр.98] [стр.99] [стр.100] [стр.101] [стр.102] [стр.103] [стр.104] [стр.105] [стр.106] [стр.107] [стр.108] [стр.109] [стр.110] [стр.111] [стр.112] [стр.113] [стр.114] [стр.115] [стр.116] [стр.117] [стр.118] [стр.119] [стр.120] [стр.121] [стр.122] [стр.123] [стр.124] [стр.125] [стр.126] [стр.127] [стр.128] [стр.129] [стр.130] [стр.131] [стр.132] [стр.133] [стр.134]