Глава 1. Введение в курс «Детали машин и основы конструирования».

Стр 1 из 24Следующая ⇒

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ (МАДИ)

В.Ф. Водейко

Детали машин

И основы конструирования

Учебно-методическое пособие

МОСКВА 2017

МОСКОВСКИЙ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНЫЙ

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

(МАДИ)

В.В. ВОДЕЙКО

ДЕТАЛИ МАШИН

И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ

Допущено УМО вузов РФ по образованию в области транспортных машин и транспортно-технологических комплексов в качестве учебно-методического пособия для студентов вузов, обучающихся по направлению подготовки бакалавров «Технология транспортных процессов»

МОСКВА

МАДИ

2017 УДК 531.8.624.042

ББК 34.41.30.121

В624

Рецензенты:

проф. каф. «Технология конструкционных материалов» МАДИ,

д-р техн. наук, проф. Чудина О.В.

доц. кафедры строительных конструкций МАДИ,

канд. техн. наук, доц. Иванов-Дятлов В.И.

Водейко В.Ф.

Н624 Детали машин и основы конструирования. Учебно-методическое пособие.- М.: МАДИ, 2017 - 198 с.

В настоящем учебно-методическом пособии изложены принципы расчета на прочность элементов зубчатых передач, а именно, цилиндрических, конических, планетарных, червячных, исходя из основных критериев их работоспособности. Приведены принципы рационального выбора конструкционных материалов и их термической или химико-термической обработки деталей, которые работают в условиях переменных внешних нагрузок.

Содержатся основные данные о видах дефектов деталей машин, что позволяет прогнозировать возможные причины нарушения их работоспособности в процессе эксплуатации.

В пособие включены вопросы (методы) расчета плоскоременных и клиноременных передач с использованием кривых скольжения, а также расчеты на прочность разъемных и неразъемных соединений. Приведены расчеты валов на прочность, их классификация, виды повреждений и методика выбора подшипников качения в условиях действия радиальных и осевых нагрузок с учетом эксплуатационных, технологических и экономических требований. Имеется краткое описание конструкций соединительных муфт, их свойства и применение в машиностроении.

УДК 531.8: 624.042

ББК 34.41: 30.121

МАДИ, 2017

Предисловие

Предлагаемое учебно-методическое пособие подготовлено автором, в течение многих лет работающим на кафедре «Детали машин и теории механизмов» МАДИ. Материал пособия базируется на систематизации основных сведений по теоретическим вопросам проектирования машин на примерах деталей общего назначения: передач, соединений, муфт и других. Приведены практические рекомендации их расчета и конструирования.

Пособие отражает многолетние традиции отечественной инженерной школы конструирования не только общего, но и специального механического оборудования - двигателей внутреннего сгорания и других систем.

Одним из ярких представителей инженерной школы является Заслуженный деятель науки и техники РСФСР, д.т.н., профессор Георгий Сергеевич Маслов, который много лет был заведующим кафедрой МАДИ и членом нескольких научно-технических советов. В том числе Центрального института авиационного моторостроения (ЦИАМ).

При написании данного пособия была поставлена цель – дать студентам в сжатой и доступной форме базовые знания о творческом процессе создания современных конструкций машин и механизмов, отвечающих ряду противоречивых требований: таких, как прочность и легкость, надежность и долговечность, технологичность и минимальная стоимость.

Cправочные данные о выпускаемых промышленностью редукторах, выборе геометрии деталей и их материалов, а также расчетных зависимостей, необходимых для курсового проектирования, представлены в списке литературы.

Настоящее пособие в значительной степени адаптировано для самостоятельной работы студентов и, особенно, студентов вечерней формы обучения.

Глава 1. Введение в курс «Детали машин и основы конструирования».

1.1. Задачи и содержание курса «Детали машин и основы конструирования»

Основная задача курса — изучение методов инженерных расчетов и проектирования на базе типовых элементов машин. Типовыми называются детали и узлы, входящие в состав большинства машин: соединения (сварные, резьбовые, шлицевые), передачи (зубчатые, червячные, ременные, цепные и др.), элементы передач (валы, подшипники, муфты).

Специальные элементы машин, применяемые в отдельных группах машин и определяющие их специфику (двигатели внутреннего сгорания, гидравлические машины) изучаются в специальных курсах, но общие методы расчета и проектирования, изучаемые в курсе «Детали машин и основы конструирования», распространяются и на специальные элементы машин.

Общая классификация деталей машин.

Передачи – механизмы, предназначенные для передачи энергии с одного вала на другой, как правило, с увеличением или уменьшением их угловых скоростей и соответствующим изменением крутящих моментов.

Детали, обслуживающие вращение (детали передач).

Соединения служат для изготовления машин из различных деталей, вызываются необходимостью соединения их между собой.

Передачи.

Машина состоит из двигателя, передачи, исполнительного механизма и системы управления.

Двигатели, исполнительные механизмы и элементы управления имеют много специфического и изучаются в специальных курсах. Наиболее общей частью всех машин является передача. Она служит для передачи движения от двигателя к исполнительному механизму, изменения скорости, направления и характера движения, изменения и распределения крутящего момента и др. функций.

В современном машиностроении применяются механические, гидравлические, электрические и пневматические передачи. В курсе «Детали машин и основы конструирования» рассматриваются механические передачи, которые имеют наибольшее распространение. Они широко применяются как отдельно, так и в составе гидромеханических, электромеханических и других сложных передач.

В свою очередь механические передачи разделяются на:

1. Передачи зацеплением;

2. Передачи трением.

Передачи могут быть с постоянным передаточным числом (редукторы, ускорители) и с переменным передаточным числом (коробки перемены передач и др.).

Редукторы более распространены, чем ускорители.

Коробки передач могут быть со ступенчатым и бесступенчатым регулированием передаточного числа (автоматические).

Исходные параметры, характеризующие кинематику и динамику передачи: N_д, n_д, u, η . (рис 1).

Рис. 1

Другие, интересующие конструктора параметры, являются производными:

Основные направления развития механических передач:

1. повышение и расширение диапазона передаваемой мощности и скорости;

2. повышение надежности и долговечности;

3. повышение КПД, снижение массы и габаритов;

4 расширение автоматизации работы и управления.

Зубчатые передачи. Основные достоинства:

1. высокая нагрузочная способность;

2. надежность и высокий КПД;

3. постоянство передаточного числа и широкий диапазон его изменения;

4. возможность передавать большие мощности и иметь большую частоту вращения;

5. компактность, малые нагрузки на валы и опоры.

Недостатки зубчатых передач:

1. потребность в высокой точности изготовления и монтажа для снижения вибраций, шума при больших скоростях вращения;

2. большие габариты при больших потребных межосевых расстояниях.

Пути совершенствования зубчатых передач:

1. оптимизация схемы передачи (тип, многопоточность и др.);

2. высокопроизводительные методы изготовления (накатка, протяжка и др.);

3. термохимическое и механическое упрочнение;

4. точность доводочных операций;

5. новые материалы и новые виды зацеплений;

6. точность расчетов и др.

Классификация зубчатых передач.

По взаимному расположению осей валов: цилиндрические, конические, гипоидные, винтовые. Наиболее распространены цилиндрические, как более простые и надежные. Конические, гипоидные и винтовые применяют для передачи вращения между перекрещивающимися или пересекающимися валами.

По форме зубьев: с прямыми, косыми, шевронными и криволинейными зубьями. Прямые зубья вытесняются косыми, шевронными и криволинейными как более перспективными.

По перемещению осей валов в пространстве: не планетарные, (простые) и планетарные. Применение планетарных передач расширяется.

Наибольшее распространение имеет эвольвентное зацепление благодаря простоте нарезания, возможности смещения по профилю, малой чувствительности к некоторому изменению межосевого расстояния.

Различают передачи также по точности изготовления, скорости, числу ступеней, материалу, наличию корпуса и др. особенностям.

Нормы точности изготовления зубчатых колес.

Точность зубчатых передач регламентируется по ГОСТ 1643-81 для цилиндрических зубчатых передач и ГОСТ 1758-81 для конических зубчатых передач (табл. 1)

Степень точности изготовления зубчатых колес

Таблица 1

Примечание. Зубчатые передачи редукторов должны изготовляться не ниже степени точности 8 - 7 - 7 - В (ГОСТ 1643 81).

Шероховатость рабочих поверхностей: зубьев шестерен с модулем до 5 мм – не ниже 7-го класса, зубьев колес – не ниже 6-го класса. При большем модуле – на один класс ниже.

Степень точности выбирается в зависимости от назначения и условий работы передач. Основной критерий – окружная скорость. Для общепромышленных передач с прирабатывающимися колесами (НВ≤ 350) степени точности выбирается по табл. 2.

Значения степени точности Таблица 2

Передача	Окружная скорость, [м/с]
< 5	5…8	8…12, 5	12, 5…20
Степень точности
Цилиндрические прямозубые
Цилиндрические косозубые
Конические прямозубые				-

Прямозубые передачи можно применять при V< 2 м/с, а также тогда, когда осевая сила совершенно недопустима. Нужно учитывать, что в равных условиях косозубые передачи передают нагрузку в 1, 35 раза большую, чем прямозубые.

Каждая степень точности характеризуется тремя нормами:

а) норма кинематической точности;

б) норма плавности работы;

в) норма контакта.

Норму кинематической точности можно принимать по таблице 2 на одну степень грубее. Например: при степени точности 7, норму кинематической точности можно принять 7 или 8.

Норма плавности работы определяет виброакустические характеристики передачи и её надо выбирать не ниже табличной. В редукторах - не грубее 8-й степени.

Пятно контакта определяет несущую способность передачи. Норму контакта принимают по таблице 2 или на одну степень выше. При, например, степени точности 8 норму контакта можно взять 8 или 7. В редукторах норму контакта - не грубее 8-й степени. В передачах с твердостью шестерни и колеса > НВ 350, с окружной скоростью 12, 5 м/с следует принимать степень точности не ниже 9 - 8 - 7 - В. При скорости от 12, 5 до 20 м/с не ниже 8 - 7 - 7 - В.

Независимо от степени точности стандартизирован вид сопряжения колес в порядке увеличения бокового зазора: H, E, D, С, B, A.

В сопряжениях Н – минимальный боковой зазор = 0. В передачах рекомендуют сопряжение В.

Примеры обозначения:

а) 9 - 8 - 7 - В ГОСТ 1643-81, где

9 – норма кинематической точности;

8 – норма плавности;

7 – норма контакта;

В – вид сопряжения.

б) 8 - В ГОСТ 1643-81, если по всем трём нормам назначена одна степень точности.

На контактную выносливость

2.1. Причины разрушения (отказов) зубьев.

При передаче крутящего момента Т₁ зуб подвергается изгибу, сжатию, повреждению рабочих поверхностей зубьев и износу от силы трения , (рис.5), где

f – коэффициент трения.

Рис.5

Повреждение рабочих поверхностей зубьев, усталостное выкрашивание зубьев, является основным видом повреждения. Причина усталостного разрушения вызвана переменными контактными и изгибными напряжениями и (рис.6). Как видно, среднее время одного цикла , т.е. оно сопоставимо с временем удара.

Рис.6

Усталостное выкрашивание начинается в зоне, где создаются наиболее неблагоприятные условия: большие давления и силы трения, разрыв масляной пленки и др. явления. В этой зоне появляются микротрещины, развитие которых приводит к осповидному выкрашиванию, которое разрастается в увеличивающиеся по числу и размерам раковинки, что уменьшает несущую поверхность зубьев. Начинается нарушение смазки, увеличиваются шум и вибрации. Таким образом, в месте контакта возникают контактные напряжения, вызывающие pitting – усталостное выкрашивание рабочей поверхности зубьев. При поверхностной твердости НВ< 350 выкрашивание прекращается, происходит сглаживание поверхностей.

При твердости НВ≥ 350 трещины на ножках зубьев вступают в зону контакта выходящими на поверхность концами. В результате – масло, находящееся в трещине, запирается и под действием внешнего давления расклинивает трещину (рис.7а). Начинается процесс прогрессивного выкрашивания, обычно вблизи полюсной линии на ножках зубьев там, где нагрузка передается одной парой зубьев (рис.7в).

Рис. 7

Трещины на поверхности головок зубьев входят в зону контакта глубинными концами и в процессе перекатывания масло из трещин выжимается (рис.7б). Таким образом, смазка, кроме уменьшения трения, охлаждения поверхности контакта, снижения пики контактных напряжений, может увеличивать скорость выкрашивания поверхностей контакта.

Таблица 3

Степень точности	Коэффициент	Окружная скорость, v, м/с

	K_Hv	1, 03	1, 06	1, 12	1, 17	1, 23	1, 28
1, 01	1, 02	1, 03	1, 04	1, 06	1, 07
K_Fv	1, 06	1, 13	1, 26	1, 40	1, 58	1, 67
1, 02	1, 05	1, 10	1, 15	1, 20	1, 25
	K_Hv	1, 04	1, 07	1, 14	1, 21	1, 29	1, 36
1, 02	1, 03	1, 05	1, 06	1, 07	1, 08
K_Fv	1, 08	1, 16	1, 33	1, 50	1, 67	1, 80
1, 03	1, 06	1, 11	1, 16	1, 22	1, 27
	K_Hv	1, 04	1, 08	1, 16	1, 24	1, 32	1, 40
1, 01	1, 02	1, 04	1, 06	1, 07	1, 08
K_Fv	1, 10	1, 20	1, 38	1, 58	1, 78	1, 96
1, 03	1, 06	1, 11	1, 17	1, 23	1, 29
	K_Hv	1, 05	1, 10	1, 20	1, 30	1, 40	1, 50
1, 01	1, 03	1, 05	1, 07	1, 90	1, 12
K_Fv	1, 13	1, 28	1, 50	1, 77	1, 98	2, 25
1, 04	1, 07	1, 14	1, 21	1, 28	1, 36

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями. Зависит от податливости пары зубьев и их склонности к приработке. определяется по табл.4

Таблица 4

Заметим, что в таблицах приведены также данные для определения коэффициентов и , о которых пойдет речь ниже.

Введя в формулу (2.2) W_t – удельную расчетную окружную силу , получим Н/мм. (2.4)

Рис. 12

Для определения приведенного радиуса кривизны , входящего в исходное уравнение 2.1, требуется решить два прямоугольных треугольника О1ЕР и О2DР из рис.12 при известных радиусах кривизны ρ _э1 и ρ _э2. В этих треугольниках за радиус кривизны шестерни и колеса ρ ₁ и ρ ₂ приняты отрезки от основания перпендикуляра, опущенного на линию зацепления N-N до полюса зацепления Р, в котором косозубые колеса заменены эквивалентными прямозубыми эллиптическими колесами. Таким образом

или мм.

Подставляя все полученные данные в исходное уравнение Герца (2.1), получим .

Заменив в знаменателе и введя обозначения:

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, - коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колес, и - коэффициент, учитывающий суммарную длину линий контакта зубьев, получим формулу для проверочного расчета зубчатых колес на контактную выносливость

(2.5)

Как видно из формулы, контактное напряжение увеличивается при увеличении действия крутящего момента Т₁ и уменьшается при увеличении ширины , диаметра и угла наклона β зубчатых колес.

Коэффициент Z_H в среднем равен Z_H=2, 5. При отсутствии смещения режущего инструмента (х=0) и пользуются формулой .

Коэффициент для стальных зубчатых колес при модуле упругости Мпа и .

При модуле упругости Мпа значение .

Коэффициент для косозубых и шевронных зубчатых передач при > 0, 9 , где . При =1, 2…1, 8 в среднем можно принять =0, 9.

Для проверочного расчета при действии максимальной нагрузки с целью предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубьев следует пользоваться формулой:

. (2.6)

Здесь Т_max – пиковый момент при пуске двигателя под нагрузкой. Находится из данных каталога на рыночные электродвигатели [3].

Ширина зубчатого венца.

Коэффициент ширины зубчатого венца регламентируется ГОСТ 2185-66. Для цилиндрических передач рекомендуется выбирать в зависимости от твердости колес и расположения колес относительно опор вала (табл.6).

При выборе коэффициента следует учитывать то, что при меньшей ширине колес погрешности изготовления и сборки менее сказываются, чем при широких колесах.

В косозубых передачах угол наклона .

Таблица 6

Ширину b₁ и b₂ принимают из рядов стандартных размеров R_a5 или R_a10 (ГОСТ 6636 – 69).

Вопросы для самоконтроля

1. Роль машиностроения в народном хозяйстве и основные тенденции его развития.

2. Качество изделий и его показатели.

3. Показатели надежности изделий.

4. Направления и пути совершенствования деталей машин.

5. Передачи в машинах, их типы и назначение.

6. Зубчатые передачи, их достоинства и недостатки. Классификация.

7. Нормы точности зубчатых передач и виды сопряжений. Дать пример и пояснить обозначения.

8. Геометрические зависимости в прямозубых и косозубых передачах. Преимущества и недостатки.

9. Усилия, действующие в прямозубых и косозубых цилиндрических передачах.

10. Стандартные параметры зубчатых передач.

11. Причины отказов и предпосылки к расчету цилиндрических зубчатых передач на контактную выносливость.

12. Исходная зависимость Расчетная нормальная нагрузка для прямозубых и косозубых цилиндрических передач.

13. Удельная расчетная окружная нагрузка на зуб.

14. Приведенная кривизна пары зубьев прямозубых и косозубых передач.

15. Формула проверочного расчета на контактную выносливость цилиндрических зубчатых передач.

16. Формула проверочного проектного расчетов на контактную выносливость цилиндрических зубчатых передач.

17. Формулы проверочного расчета при действии максимальной нагрузки. Эквивалентные цилиндрические зубчатые колеса.

18. Предпосылки к расчету цилиндрических зубчатых передач на изгибную выносливость. Расчетная схема и вывод расчетной зависимости.

19. Коэффициент формы зуба.

20. Формула проверочного проектного расчетов цилиндрических зубчатых передач на изгибную выносливость..

21. Коэффициент формы зуба и условие равномерности зубьев шестерни и колеса.

С прямыми зубьями

Силу нормального давления , действующую в нормальной плоскости N-N к поверхности зуба, раскладываем на две составляющие: окружную F_t и вспомогательную F_v. Перенося вспомогательную F_v на основной рис. 20 и раскладывая её на составляющие, получим остальные силы: радиальную F_r и осевую F_a.

Рис. 20

Так как крутящий момент на шестерне T₁ известен, следовательно, известно окружное усилие в среднем сечении на среднем начальном диаметре

Н (4.7)

Из сечения n-n

или

Из рис. 20а

Для колеса ; . Из рис. 20б находим равнодействующую сил F_a и F_r. Направление ее действия – к центру вала

. (4.8)

Проверочный и проектный

Основными причинами выхода из строя конических колес являются усталостное выкрашивание материала с рабочих поверхностей зубьев и поломка зубьев вследствие усталости.

Расчет производится так же как расчет цилиндрической косозубой передачи с эквивалентными зубчатыми колесами и в среднем сечении зуба (Рис.22а). Такой метод позволяет использовать ранее полученные зависимости.

В исходной формуле Герца заменим приведенный радиус кривизны , на найденный из рис. 22б.

а б

Рис. 22

Здесь в сечении О₁О₂ в полюсе зацепления Р отрезок АР соответствует радиусу кривизны шестерни , а отрезок ВР – радиусу кривизны колеса .

Рассматривая прямоугольные треугольники и , оставляя только знак суммы (+), поскольку конические передачи бывают только с внешним зацеплением, получим:

мм. (4.11)

Далее полагаем, что для однопарного зацепления, как было показано ранее, известны нормальная нагрузка q_H и приведенный модуль упругости Е_пр.

Из расчета приведенного радиуса следует, что его величина изменяется пропорционально среднему диаметру шестерни, значит отношение q_H/r_пр (формула 2.2) постоянно и, следовательно, постоянно контактное напряжение в любом сечении. Поэтому за расчетное принимают среднее сечение зуба (рис.18б и 22а). В дополнение к этому вводится коэффициент прочности конических передач , который учитывает конструкцию зубчатых конических колес.

Принимая во внимание эти особенности, после подстановок в формулу Герца, (раздел 2.3), получим формулу для проверочного расчета на контактную прочность любых конических передач:

(4.12)

Здесь - коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев. Для , где β - угол наклона зуба. Если колесо с круговой формой зуба, то обычно принимают .

Для стальных колес МПа^½.

- коэффициент, учитывающий длину контактной линии зацепления конических колес. Обычно , где , см. раздел 2.4.

- удельная расчетная окружная сила.

Коэффициент зависит от и определяется по графикам на рис.23 в зависимости от конструктивной схемы конической передачи, типа опор колес – I_ш (шариковые), I_р(роликовые), а также твердости материала колес.

Здесь: , . Сплошные и штрихпунктирные линии относятся к коническим передачам с прямыми зубьями.

- коэффициент прочности конических передач. Определяется по таблице 13 в зависимости от вида конической передачи, твердости материала колес и передаточного числа:

для прямозубых конических колес;

для конических колес с круговыми зубьями.

Коэффициент динамичности нагрузки - для конических колес находится по таблице 9. Он зависит от степени точности по нормам плавности работы передачи и окружной скорости колес.

Рис. 23. Изменение коэффициентов в зависимости от конструктивных соотношений в коническом зацеплении и твердости зубьев.

а) схемы передач; абсцисса на графиках ; б) для зубьев с твердостью ; в) для зубьев с твердостью

Коэффициент для конических колес

Таблица 9

Степень точности по нормам плавности работы ГОСТ 1758-81	Твердость рабочей поверхности зубьев	Значение K_HV при окружной скорости V, м/с
V < 3	3 £ V < 8
	Н₂ < 350 HB	1, 08	1, 18
H₁ и H₂ > 350 HB	1, 15	1, 25
	Н₂ < 350 HB	1, 13	1, 23
H₁ и H₂ > 350 HB	1, 2	1, 35
	Н₂< 350 HB	1, 25	-
H₁ и H₂ > 350 HB	1, 4	-

Коэффициенты прочности зубьев и в конической передаче.

Таблица 10

Коэффициенты прочности	Н₁ и Н₂ £ 350 НВ	Н₁ ³ 45 НRC Н₂ < 350 НВ	Н₁ и Н₂ ³ 45 НRC
	1, 22+0, 21 u	1, 13+0, 13u	0, 81 + 0, 15u
	0, 94 + 0, 08u	0, 85 + 0, 043u	0, 65 + 0, 11u

Рис. 24. График для определения для косозубых передач:

(цифры у кривых означают степень точности по нормам плавности работы по ГОСТ 1643-81)

Коэффициент неравномерности нагрузки зубьев для колес с круговой формой зуба определяют по графику рис. 24 в зависимости от степени точности по нормам плавности работы.

Для прямозубых конических передач , - диаметр в среднем сечении зуба шестерни.

Коэффициент для конических колес Таблица 11

Степень точности по нормам плавности работы ГОСТ 1758-81	Твердость рабочей поверхности зубьев	Значение K_FV при окружной скорости V м/с
V < 3	3 £ V < 8
	Н₂ < 350 HB	1, 15	1, 35
H₁ и H₂ > 350 HB	1, 15	1, 25
	Н₂ < 350 HB	1, 25	1, 45
H₁ и H₂ > 350 HB	1, 2	1, 35
	Н₂< 350 HB	1, 5	-
H₁ и H₂ > 350 HB	1, 4	-

Обозначив и решая уравнение (4.12) относительно , получим формулу для проектного расчета диаметра в среднем сечении конической шестерни, одного из главных геометрических параметров:

мм. (4.13)

Здесь К_d - вспомогательный коэффициент. Для конических прямозубых передач (МПа)^1/3, и K_d = 590…520 (МПа)^1/3 для передач с круговыми зубьями ( ); величина коэффициента относительной ширины зубчатого венца или , при условии пропорциональности ширины колес конусному расстоянию .

На изгибную выносливость

Условие равной прочности зубьев колеса и шестерни на изгибную выносливость выглядит как равенство двух отношений:

(4.17).

Проверочный расчет по формуле (4.12) ведется для того из колес, у которого отношение меньше.

Вопросы для самоконтроля

1. Геометрические зависимости в конических зубчатых передачах: передаточное число, средние диаметры, внешнее и среднее конусные расстояния, коэффициент ширины?

2. Модули, применяемые в конической зубчатой передаче?

3. Эквивалентное число зубьев конических зубчатых передач?

4. Усилия, действующие в конической зубчатой паре?

5. Конические колеса с круговой формой зуба. Достоинства, недостатки, способ нарезания зубьев.

6. Особенности расчета конических зубчатых передач на контактную прочность: проверочный и проектный?

7. Особенности расчета конических зубчатых передач на изгибную выносливость: проверочный и проектный?

8. Эквивалентное и биэквивалентное число зубьев?

С учетом графика нагрузки.

При расчете зубчатых передач на контактную выносливость

допускаемые напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса:

, МПа, (5.1)

, МПа, (5.2)

где - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений — длительный предел контактной выносливости. Его значения определяют по таблице 14 в зависимости от средней твердости Н_НВ или H_HRC.

Предел контактной выносливости s_H₀

Таблица 14

Термохимическая и химикотермическая обработка	Твердость поверхности зубьев	Стали	Формулы для расчета
Нормализация, улучшение	Менее 350 НВ	Углеродистые и легированные	s_Н0 = 2Н_НВ + 70
Объемная закалка	HRC 40…50	s_Н0 = 18Н_HRC +150
Поверхностная закалка	HRC 40…50	s_Н0 = 17Н_HRC +200
Цементация и нитроцементация	Более 56	Легированные	s_Н0 = 23Н_HRC
Азотирование	HRC 50…56	s_Н0 = 1050

- коэффициент долговечности.

Здесь: - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости, определяется по графику (Рис.28) или по формуле:

- эквивалентное число циклов перемены напряжений, определяемое в зависимости от характера и длительности действия нагрузки (рис.29).

Рис. 28. График для определения базового числа циклов перемены напряжений

При постоянном режиме нагружения ( )

12 3 4 5 6 7 8 9 10 Следующая ⇒