Что учитывает коэффициент khb
Перейти к содержимому

Что учитывает коэффициент khb

  • автор:

15. Особенности проверочного расчета закрытой цилиндрической зубчатой передачи по контактным напряжениям.

Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колёс. Расчётом должна быть проверена справедливость соблюдения следующих неравенств [1] : — для прямозубых колёс ; — для косозубых колёс где ZHb — коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям, . Все геометрические параметры рассчитываемых колёс определены в п.2.4. Для косозубой передачи дополнительно рассчитывают — коэффициент торцового перекрытия зубчатой передачи по формуле [1]: Здесь также знак «+» относится к передачам внешнего зацепления, а «-» -внутреннего зацепления. Рассчитывают (или уточняют) величину вращающего момента Т1 в Н×мм на шестерне проверяемой передачи: , где h — КПД передачи, он учитывает потери мощности в зубчатой передаче; обычно h = 0,97. Для определения коэффициента внутренней динамической нагрузки необходимо по табл. 2.6 назначить степень точности передачи в зависимости от окружной скорости в зацеплении , м/с. Таблица 2.6 Степени точности зубчатых передач

Степень Окружные скорости вращения колёс V, м/с
точности прямозубых косозубых
цилиндрических конических цилиндрических
6 до 15 до 12 до 30
7 до 10 до 8 до 15
8 до 6 до 4 до 10
9 до 2 до 1,5 до 4

Затем по табл. 2.7 находят значение коэффициента для рассчитываемой передачи. В косозубой передаче теоретически зацепляется одновременно не менее двух пар зубьев. Однако практически ошибки нарезания зубьев могут устранить двухпарное зацепление, и при контакте одной пары между зубьями второй пары может быть небольшой зазор, который устраняется под нагрузкой вследствие упругих деформаций зубьев. Это учитывают коэффициентом KHa , назначаемым из таблиц. Если в результате проверки выявится существенная недогрузка (свыше 10 %) передачи, то с целью более полного использования возможностей материалов зубчатых колёс возможна корректировка рабочей ширины зубчатого венца по соотношению . Уточнённое значение рабочей ширины венца рекомендуется округлить до нормального линейного размера).

16. Особенности проверочного расчета закрытой цилиндрической зубчатой передачи по напряжениям изгиба.

Расчёт выполняют отдельно для шестерни и для зубчатого колеса передачи после уточнения нагрузок на зубчатые колёса и их геометрических параметров. Проверяют справедливость соотношения расчётных напряжений изгиба sF и допускаемых напряжений [sF]: для прямозубых колёс и для косозубых колёс , где — коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба,. Здесь Yb -коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии на зубе к основанию зуба, , где подставляют в градусах. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между одновременно зацепляющимися зубьями KFa назначают по табл. 2.8. Окружное усилие в зацеплении колёс рассчитывают по формуле , Н. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине линии контакта KFb определяют по графикам рис. 2.7 в, аналогично рассмотренному выше определению значения коэффициента KHb . Коэффициент формы зуба YF для прямозубых колёс назначают по табл. 2.9 в зависимости от фактического числа зубьев для прямозубых колёс и от числа зубьев эквивалентных колёс — для косозубых колес. Табл. 2.9 составлена для случая отсутствия смещения зуборезного инструмента (x=0) при зубонарезании. Если при проверочном расчёте рабочие напряжения изгиба в зубьях колёс оказываются значительно меньшей величины, чем допускаемые напряжения, то для закрытых передач это вполне допустимо, так как нагрузочная способность таких передач ограничивается, как правило, контактной выносливостью зубьев.

Расчеты зубчатых передач Выбор материалов зубчатых передач и вида термообработки

При выборе материала зубчатых колес следует учитывать назначение проектируемой передачи, условия эксплуатации, требования к габаритным размерам и возможную технологию изготовления колёс. Основным материалом для изготовления зубчатых колёс является сталь. Необходимую твердость в сочетании с другими механическими характеристиками (а, следовательно, желаемые габариты и массу передачи) можно получить за счет назначения соответствующей термической или химико-термической обработки стали. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средненагруженных передачах, а также в передачах с большими габаритами колес (когда термическая обработка их затруднена) обычно применяют стали с твердостью не более 350 НВ, которая обеспечивается нормализацией или термоулучшением материала. При этом возможно чистовое нарезание зубьев непосредственно после термообработки с высокой точностью изготовления, а при работе передачи обеспечивается хорошая прирабатываемость зубьев без хрупкого разрушения их при динамических нагрузках. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни НВ1 рекомендуют назначать больше твёрдости НВ2 колеса не менее чем на (10. 15) НВ. В условиях крупносерийного и массового производства целесообразно применять зубчатые колеса с высокотвердыми зубьями. При твердости более 350 НВ её обычно выражают в единицах Роквелла — НRC (1 HRC » 10 НВ). Такая твердость обеспечивается после проведения упрочняющих видов термической и химикотермической обработки: закалки (обьемной или поверхностной), цементации с последующей закалкой, азотирования и др. Применение высокотвердых материалов является резервом повышения нагрузочной способности зубчатых передач, уменьшения их габаритов и массы. Однако с высокой твердостью материала связаны дополнительные трудности: плохая прирабатываемость зубьев, прогрессирующее усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, необходимость проведения термообработки после зубонарезания. Большинство видов упрочняющей термообработки сопровождается значительным короблением зубьев. Для исправления формы зубьев, восстановления требуемой степени точности требуются дополнительные дорогостоящие зубоотделочные операции (шлифование, полирование, притирка и т.п.), что удлиняет технологический процесс изготовления зубчатых колес и значительно повышает стоимость передачи. Рекомендуемые для изготовления зубчатых колес марки конструкционных сталей, виды их термообработки и соответствующие основные механические характеристики приведены в табл. 2.1. Таблица 2.1 — Механические характеристики сталей

Марка стали Dпред, мм Sпред, мм Термооб работка Твёрдость заготовки s-1
поверхности сердцевины Н/мм 2
1 2 3 4 5 6 7 8 9
35 Н 163. 192 НВ 550 270 235
40 120 60 У 192. 228 НВ 700 400 300
45 Н 179. 207 НВ 600 320 260
45 125 80 У 235. 262 НВ 780 540 335
45 80 50 У 269. 302 НВ 890 650 380
40Х 200 135 У 235. 262 НВ 790 640 375
40Х 125 80 У 269. 302 НВ 900 750 410
40Х 125 80 У+ТВЧ 45. 50 НRCэ 269. 302 НВ 900 750 410
40ХН 315 200 У 235. 262 НВ 800 630 380
40ХН 200 125 У 269. 302 НВ 920 750 420
40ХН 200 125 У+ТВЧ 48. 53 НRCэ 269. 302 НВ 920 750 420
35ХМ 315 200 У 235. 262 НВ 800 670 380
35ХМ 200 125 У 269. 302 НВ 920 790 420
35ХМ 200 125 У+ТВЧ 48. 53 НRCэ 269. 302 НВ 920 790 420
35Л Н 163. 207 НВ 550 270 235
40Л Н 147 НВ 520 295 225
45Л 315 200 У 207. 235 НВ 680 440 285
40ГЛ 315 200 У 235. 262 НВ 850 600 365
20Х, 18ХГТ 12ХН3А 200 125 У+ЦК 56. 63 НRCэ 300. 400 НВ 900 800 400
38ХМЮА А 57. 67 НRCэ 30. 35 НRC 1050 900 500
35ХМ, 40ХН 40 З 45. 53 НRC 1060 1400 500

Примечания: 1. В графе «Термообработка» приняты следующие обозначения: Н — нормализация, У — улучшение, ТВЧ — закалка токами высокой частоты, З — объемная закалка, ЦК — цементация, А — азотирование. 2. Размеры заготовок колес диаметр Dзаг и толщина обода или диска Sзаг не должны превышать предельные значения Dпред и Sпред. Для цилиндрических и конических колёс с выточками принять меньшее из значений Dзаг, Sзаг. Расчет допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения. Расчет на усталость рабочих поверхностей зубьев колес при циклических контактных напряжениях базируется на экспериментальных кривых усталости [1], которые обычно строят в полулогарифмических координатах (рис.2.1).

Рис. 2.1 Здесь: sH — наибольшее напряжение цикла, NH — число циклов нагружений, sH lim(sH0)* — предел выносливости материала, NHG(NH0) — базовое число циклов (абсцисса точки перелома кривой усталости). ____________________ * В расчётных формулах данного раздела в скобках приведены условные обозначения величин, принятые в технической литературе более ранних лет издания.

Допускаемое контактное напряжение рассчитывают для каждого зубчатого колеса передачи по формуле где определяют по эмпирическим зависимостям, указанным в табл.2.2; — коэффициент безопасности, рекомендуют назначать SH =1,1 при нормализации, термоулучшении или объемной закалке зубьев (при однородной структуре материала по всему объему); SH=1,2 при поверхностной закалке, цементации, азотировании (при неоднородной структуре материала по объему зуба); ZN ( KHL ) — коэффициент долговечности, , но £ 2,6 при SH = 1,1; и £ 1,8 при SH = 1,2. Если , то следует принимать . Коэффициент ZN учитывает возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач ( при NH < NHG ). Расчет числа циклов перемены напряжений выполняют с учетом режима нагружения передачи. Различают режимы постоянной и переменной нагрузки. При постоянном режиме нагрузки расчетное число циклов напряжений , где c — число зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого редуктора с=1); — частота вращения того зубчатого колеса, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, об/мин; t – время работы передачи (ресурс) в часах; t = Lh. Постоянный режим нагрузки является наиболее тяжелым для передачи, поэтому его принимают за расчетный также в случае неопределенного (незадаваемого) режима нагружения. Большинство режимов нагружения современных машин сводятся приближенно к шести типовым режимам (рис.2.2):

Рис.2.2: 0 — постоянный, I — тяжелый, II- средний равновероятный, III — средний нормальный, IV — легкий, V — особо легкий

Режим работы передачи с переменной нагрузкой при расчете допускаемых контактных напряжений заменяют некоторым постоянным режимом, эквивалентным по усталостному воздействию. При этом в формулах расчетное число циклов NH перемены напряжений заменяют эквивалентным числом циклов NHE до разрушения при расчетном контактном напряжении. , где — коэффициент эквивалентности, значения которого для типовых режимов нагружения приведены в табл.2.3. Таблица 2.3

Режим работы Расчёт на контакт. усталость Расчёт на изгибную усталость
Термооб работка m/2 mH (KHE) Термическая обработка m mF (KFE) Термо- обработка m mF (KFE)
0 любая 3 1,0 улучшение, нормализация, азотирование 6 66 1,0 закалка объёмная, поверхност- ная, цементация 1,0
I 0,5 0,3 0,20
II 0,25 0,14 9 0,10
III 0,18 0,06 0,04
IV 0,125 0,038 0,016
V 0,063 0,013 0,004

Базовое число циклов NHG перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости , определяют по графику на рис. 2.2 в зависимости от твердости поверхности зуба или рассчитывают по эмпирическим следующим зависимостям . Из двух значений (для зубьев шестерни и колеса) рассчитанного по формуле (2.1) допускаемого контактного напряжения в дальнейшем за расчетное принимают: — для прямозубых (цилиндрических и конических) передач — меньшее из двух значений допускаемых напряжений и ; — для косозубых цилиндрических передач с твердостью рабочих поверхностей зубьев Н1 и Н2 ³ 350 НВ — меньшее из двух напряжений и ; — для косозубых цилиндрических передач, у которых зубья шестерни значительно (не менее 70. 80 НВ) тверже зубьев колеса – [ sH ]= 0, 5 ( + ) £ 1,25 [sH]min , где [sH]min — меньшее из значений [sH1] и [sH2] . Допускаемые напряжения изгиба. Расчет зубьев на изгибную выносливость выполняют отдельно для зубьев шестерни и колеса, для которых вычисляют допускаемые напряжения изгиба по формуле [1] , где — предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, значения которого приведены в табл. 2.2; SF — коэффициент безопасности, рекомендуют SF = 1,5. 1,75 (смотри табл. 2.2); YA(КFC) -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (например, реверсивные передачи), при односторонней нагрузке YA =1 и при реверсивной YA = 0,7. 0,8 (здесь большие значения назначают при Н1 и Н2 > 350 НВ); YN(KFL) — коэффициент долговечности, методика расчета которого аналогична расчету ZN (смотри выше). При Н £ 350 НВ , но £ 4 . При Н > 350 НВ , но £ 2,6 . При следует принимать =1. Рекомендуют принимать для всех сталей . При постоянном режиме нагружения передачи . При переменных режимах нагрузки, подчиняющихся типовым режимам нагружения (рис.2.2), , где принимают по табл. 2.3. Проектный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи При проектном расчёте, прежде всего, определяют главный параметр цилиндрической передачи — межосевое расстояние , в мм. Расчёт производят по следующим формулам [1]: — для прямозубой передачи ; — для косозубой передачи . В указанных формулах знак «+» принимают в расчётах передачи внешнего зацепления, а знак «-» — внутреннего зацепления. Рекомендуется следующий порядок расчётов. При необходимости определяют (или уточняют) величину вращающего момента на колесе передачи T2 в Н×мм. В случае задания в исходных данных на курсовой проект вращающего момента номинальный момент на колесе рассчитываемой передачи . При задании полезной мощности привода (кВт) номинальный вращающий момент на колесе рассчитывают по формуле , где — частота вращения вала колеса, мин -1 . Из табл. 2.4 назначают относительную ширину колёс в соответствии со схемой расположения колес относительно опор и выбранной ранее твёрдостью поверхностей зубьев. Бóльшие значения целесообразно принимать для передач с постоянными или близкими к ним нагрузками. В дальнейшем в расчетах может встретиться относительная ширина колес , которую рассчитывают с учетом зависимости . Таблица 2.4 — Относительная ширина колёс

Схема расположения Твёрдость рабочих поверхностей зубьев
колёс относительно опор H2 £ 350 HB или H1 и H2 £ 350 HB H1 и H2 > 350 HB
Симметричная 0,3. 0,5 0,25. 0,3
Несимметричная 0,25. 0,4 0,20. 0,25
Консольная 0,20. 0,25 0,15. 0,20

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта KHb выбирают по кривым на графиках рис. 2.3 а, б в соответствии с расположением колёс относительно опор и твёрдостью рабочих поверхностей зубьев колёс. Приведённый модуль упругости Eпр в случае различных материалов колёс рассчитывают по соотношению . Если в передаче используется для изготовления колёс один материал (например, сталь с E =2.1×105 МПа или чугун с E =0.9×105 МПа), тогда Eпр = E. Рис. 2.3. Полученное значение межосевого расстояния aw (мм) для нестандартных передач рекомендуется округлить до ближайшего большего значения по ряду Ra20 нормальных линейных размеров (табл. 2.5). Таблица 2.5 — Нормальные линейные размеры, мм (ГОСТ 6636-69)

Ряды Дополн. Ряды Дополн.
Ra10 Ra20 Ra40 размеры Ra10 Ra20 Ra40 размеры
1 2 3 4 5 6 7 8
40 40 40 200 200 200
41 205
42 210
44
1 2 3 4 5 6 7 8
45 45 220 220
46 230
48 240
49
50 50 50 250 250 250
52
53 260
55 270
56 56 280 280
58 290
60 300
62 310
63 63 63 320 320 320
65 330
67 340
70 350
71 71 360 360
73 370
75 380
78
80 80 80 400 400 400
82 410
85 420
440
90 90 450 450
92 460
95 480
98 490
100 100 100 500 500 500
102 515
105 530
108 545
110 110 112 560 560
115 580
120 600
118 615
125 125 125 630 630 630
130 670 650
135 690
140 140 710 710
145 730
150 750
155 775
160 160 160 800 800 800
165 825
170 850
175 875
180 180 900 900
185 925
190 950
195 975

РАСЧЕТЫ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

При выборе материала зубчатых колес следует учитывать назначение проектируемой передачи, условия эксплуатации, требования к габаритным размерам и возможную технологию изготовления колёс. Основным материалом для изготовления зубчатых колёс является сталь. Необходимую твердость в сочетании с другими механическими характеристиками (а следовательно, желаемые габариты и массу передачи) можно получить за счет назначения соответствующей термической или химико-термической обработки стали.

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средненагруженных передачах, а также в передачах с большими габаритами колес (когда термическая обработка их затруднена) обычно применяют стали с твердостью не более 350 НВ, которая обеспечивается нормализацией или термоулучшением материала. При этом возможно чистовое нарезание зубьев непосредственно после термообработки с высокой точностью изготовления, а при работе передачи обеспечивается хорошая прирабатываемость зубьев без хрупкого разрушения их при динамических нагрузках.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни НВ1 рекомендуют назначать больше твёрдости НВ2 колеса не менее чем на (10. 15) НВ.

В условиях крупносерийного и массового производства целесообразно применять зубчатые колеса с высокотвердыми зубьями. При твердости более 350 НВ её обычно выражают в единицах Роквелла — НRC (1 HRC » 10 НВ).

Такая твердость обеспечивается после проведения упрочняющих видов термической и химикотермической обработки: закалки (обьемной или поверхностной), цементации с последующей закалкой, азотирования и др.

Применение высокотвердых материалов является резервом повышения нагрузочной способности зубчатых передач, уменьшения их габаритов и массы. Однако с высокой твердостью материала связаны дополнительные трудности: плохая прирабатываемость зубьев, прогрессирующее усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, необходимость проведения термообработки после зубонарезания. Большинство видов упрочняющей термообработки сопровождается значительным короблением зубьев. Для исправления формы зубьев, восстановления требуемой степени точности требуются дополнительные дорогостоящие зубоотделочные операции (шлифование, полирование, притирка и т.п.), что удлиняет технологический процесс изготовления зубчатых колес и значительно повышает стоимость передачи.

Рекомендуемые для изготовления зубчатых колес марки конструкционных сталей, виды их термообработки и соответствующие основные механические характеристики приведены в табл. 2.1. При этом важно, чтобы размеры заготовок колес (диаметр Dзаг и толщина обода или диска Sзаг) не превышали предельных значений Dпред и Sпред .

Механические характеристики сталей

ГОСТ 21354-87
Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность

Распространяем нормативную документацию с 1999 года. Пробиваем чеки, платим налоги, принимаем к оплате все законные формы платежей без дополнительных процентов. Наши клиенты защищены Законом. ООО «ЦНТИ Нормоконтроль»

Наши цены ниже, чем в других местах, потому что мы работаем напрямую с поставщиками документов.

Способы доставки

  • Срочная курьерская доставка (1-3 дня)
  • Курьерская доставка (7 дней)
  • Самовывоз из московского офиса
  • Почта РФ

Распространяется на передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные и устанавливает основные расчетные зависимости для определения контактной прочности активных поверхностей зубьев и прочности зубьев при изгибе эвольвентных цилиндрических металлических зубчатых колес внешнего зацепления передач общепромышленного применения с исходным контуром по ГОСТ 13755-81, модулем m больше или равным 1 мм, работающих со смазкой маслом при окружных скоростях v меньше или равных 25м/с.

Стандарт не распространяется на зубчатые цилиндрические эвольвентные передачи, для которых установлены особые правила расчета.

  • Заменяет ГОСТ 21354-75 «Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчет на прочность» ИУС 1-88

Оглавление

Основные расчетные зависимости

1 Расчет зубьев на контактную прочность

2 Расчет зубьев на прочность при изгибе

Приложение 1. Рекомендуемое. Методы расчета зубчатых передач на прочность активных поверхностей зубьев и на прочность зубьев при изгибе

1 Общие положения

2 Исходные данные

3 Проверочный расчет на контактную прочность

3.1. Проверочный расчет на контактную выносливость

3.2. Расчет на контактную прочность при действии максимальной

4 Расчет зубьев на прочность при изгибе

4.1 Расчет зубьев на выносливость при изгибе

4.2 Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

5 Проектировочный расчет

5.1 Расчет на контакную выносливость

5.2 Расчет на выносливость зубьев при изгибе

Приложение 2. Справочное. Расчет геометрических и кннематических параметров, используемых в расчете на прочность

Приложение 3. Справочное. Методы учета нагрузок, изменяющихся во времени

1 Метод эквивалентных циклов

1.1 Расчет на контактную выносливость

1.2 Расчет на выносливость при изгибе

2 Метод эквивалентных моментов

3 Метод эквивалентных напряжений

Приложение 4. Справочное. Определение коэффициента Ka

Приложение 5. Рекомендуемое. Определение коэффициента Kv

Приложение 6. Справочное. Определение коэффициента Khb

Приложение 7. Справочное. Уточненный расчет допускаемых напряжений для косозубых и шевронных передач

Приложение 8. Рекомендуемое. Расчет на предотвращение глубинного контактного разрушения

Дата введения 01.01.1989
Добавлен в базу 01.09.2013
Актуализация 01.01.2021

Этот ГОСТ находится в:

  • Раздел Экология
    • Раздел 21 МЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ И УСТРОЙСТВА ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
      • Раздел 21.200 Зубчатые передачи
      • Раздел Электроэнергия
        • Раздел 21 МЕХАНИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ И УСТРОЙСТВА ОБЩЕГО НАЗНАЧЕНИЯ
          • Раздел 21.200 Зубчатые передачи

          Организации:

          27.10.1987 Утвержден Государственный комитет СССР по стандартам 4020
          Разработан Министерство энергетического машиностроения
          Издан Издательство стандартов 1988 г.

          Gilindrical involute gear pairs. Calculation of strength

          Нормативные ссылки:

          • ГОСТ 4543-71Прокат из легированной конструкционной стали. Технические условия. Заменен на ГОСТ 4543-2016.
          • ГОСТ 13755-81Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Исходный контур. Заменен на ГОСТ 13755-2015.
          • ГОСТ 1643-81Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски
          • ГОСТ 16530-83Передачи зубчатые. Общие термины, определения и обозначения
          • ГОСТ 16531-83Передачи зубчатые цилиндрические. Термины, определения и обозначения
          • ГОСТ 16532-70Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет геометрии
          • Показать все

          Чтобы бесплатно скачать этот документ в формате PDF, поддержите наш сайт и нажмите кнопку:

          • Сканы страниц ГОСТа
          • Текст ГОСТа

          ГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТАНДАРТ СОЮЗА ССР

          ПЕРЕДАЧИ ЗУБЧАТЫЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЭВОЛЬВЕНТНЫЕ ВНЕШНЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

          РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ

          ГОСУДАРСТВЕННЫЙ КОМИТЕТ СССР ПО СТАНДАРТАМ Москва

          УДК 621.833.1:539.4:006.354 Группа Г02

          ГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТАНДАРТ СОЮЗА ССР

          ПЕРЕДАЧИ ЗУБЧАТЫЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКИЕ ЭВОЛЬВЕНТНЫЕ ВНЕШНЕГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ

          Расчет на прочность 21354_87

          Cylindrical evolvent gears of external (CT СЭВ 5744—86)

          engagement. Strength calculation.

          Дата введения 01.01.89

          Настоящий стандарт распространяется на передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные и устанавливает основные расчетные зависимости для определения контактной прочности активных поверхностей зубьев и прочности зубьев при изгибе эвольвентных цилиндрических металлических зубчатых колес внешнего зацепления передач общепромышленного применения с исходным контуром по ГОСТ 13755-81, модулем 1 мм, работающих со смазкой маслом при окружных скоростях и

          Стандарт не распространяется на зубчатые цилиндрические эвольвентные передачи, для которых установлены особые правила расчета.

          ОСНОВНЫЕ РАСЧЕТНЫЕ ЗАВИСИМОСТИ 1. РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ НА КОНТАКТНУЮ ПРОЧНОСТЬ

          1.1. Контактное напряжение (ая) в полюсе зацепления

          где оно— контактное напряжение без учета дополнительных

          нагрузок (динамических и от неравномерности распределения, то есть при Кн = 1);

          © Издательство стандартов, 1988

          Продолжение табл. 4

          Номер таблицы, пункта, формулы

          Ra\
          Rzf
          sH
          w Fv\
          »Hv)

          Показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость Шероховатость поверхности по ГОСТ 2789—73 (высота неровностей профиля), мкм

          Расчетный коэффициент запаса прочности

          Минимальный коэффици ент запаса прочности

          при расчете на изгибную выносливость

          Коэффициент запаса прочности при расчете на прочность зубьев при изгибе максимальной нагрузкой

          Расчетный коэффициент запаса прочности

          Минимальный коэффициент запаса прочности

          при расчете на контактную выносливость

          Вращающий момент, Н*м Окружная скорость на делительном цилиндре, м/с

          Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

          Коэффициент смещения Коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зуба Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений

          Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба

          Коэффициент долговеч- ^ пости

          Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности

          Коэффициент, учитывающий технологию изготовления

          Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса

          Коэффициент, учитывающей влияние способа получения заготовки зубчатого колеса |

          при расчете на изгибную выносливость зубьев

          Табл. И, п. 3 Табл. 11, п. 4

          Табл. 5, п. 9 Табл. 20, п. 10

          Табл. 13, п. 3.1 Табл. 6, п. 6.1

          Табл. 20, п. 4 Табл. 13, п. 10.6

          Табл. 13, п 6 Табл 13, п. 10.5 Табл. 13, п. 9 Табл. 13, п. 13

          Табл. 13, п. 10.2 Табл. 13, п. 14 Табл. 13, п. 10.3

          Коэффициент, учитыва ющий найлон зуба

          Коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений

          Продолжение табл. 4

          Номер таблицы» пун* кта формулы

          Опорный коэффициент рассчитываемого зуб, чатого колеса при максимальной нагрузке Опорный коэффициент испытываемого зуб чатого колеса при максимальной нагрузке Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев при расчете на выносливость при нзгн бе

          Значение приработки, уменьшающее откло-* нение шага зацепления fpb в результате из носа, мкм

          Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных з>бчатых колес, (МПа) -0,5

          Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

          Коэффициент, учитывающий влияние вязкое ти масла

          Коэффициент долговечности при расчете

          Коэффициент, учитывающий на выносли-влияние исходной шерохова- вость актив^ тости сопряженных поверхнос- ных поверх-тей зубьев ностей зубьев

          Коэффициент, учитывающий размеры зубча того колеса Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

          Коэффициент , учитывающий с>ммарную длину контактных линий Число зубьев

          Эквивалентное число зубьев Делительный угол профиля в торцовом сс чении, рад Угол зацепления, рад Угол наклона, град Основной угол наклона, рад г Коэффициенты, учитывающие влияние вида зубчазой передачи и модификации профиля головок зубьев при расчетах Коэффициент торцового перекрытия Коэффициент осевою перекрытия

          П 424 П 424 Табл 13, п 8

          Табл 11, п. 3 Табл 11, п 4

          Табл. 5, п. 1 Табл 20, а 9 Табл 20, п 1J

          Табл 20, п. 1.2 Табл. 5, п. 5 Табл. 5, п. 2 Табл. 13, п. 3.1.1 Табл. 9

          Табл. 20, п. 6 Табл 20, п. 7

          Номер таблицы, пункта, формулы

          Суммарный коэффициент перекрытия

          Напряжение изгиба в опасном сечении на переходной поверхности зуба, МПа

          Пре чел выносливости зубьев при изгибе, МПа

          Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа

          Напряжение изгиба зуба при максимальной

          Допускаемое напряжение изгиба зуба

          Допускаемое напряжение при изгибе зуба максимальной нагрузкой, МПа

          Контактное напряжение, МПа

          Предел контактной выносливости

          Контактное напряжение при максимальной нагрузке

          Допускаемое контактное напряжение

          Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке

          Предел усталости материала зубчатого колеса, МПа

          1. Приняты следующие основные буквенные обозначения расчетных пара* метров:

          F — окружная сила, Н;

          К — коэффициент, учитывающий влияние отдельных факторов на расчетную нагрузку;

          5 — коэффициент запаса прочности;

          Т — расчетная нагрузка (вращающий момент), Н*м; да — удельная окружная сила, Н/мм;

          Y — коэффициент, учитывающий влияние отдельных факторов при расчете изгибной прочности;

          Z — то же, при расчете контактной прочности; а — напряжение, МПа.

          2. Приняты следующие основные и дополнительные индексы для буквенных обозначений расчетных параметров:

          F — относящийся к изгибной прочности;

          И — относящийся к контактной прочности;

          Р — дополнительный индекс, относящийся к допускаемому напряжению;

          1— относящийся к шестерне;

          2 — относящийся к колесу.

          Отсутствие цифрового индекса означает отношение к любому зубчатому колесу передачи

          1J5. Рекомендуются следующие виды проверочных расчетов на прочность>

          1,5.1. Расчет на контактную выносливость (предотвращение усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев)— п. 3.1.

          1.5.2. Расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки (предотвращение остаточной деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя) — п, 3.2.

          1.5.3. Расчет на глубинную контактную выносливость для азотированных, цементированных и нитроцементированных зубчатых колес (предотвращение усталостного глубинного разрушения и последующего выкрашивания активных поверхностей зубьев) — приложение 8.

          1 5 4. Расчет на глубинную контактную прочность при действии максимальной нагрузки (предотвращение продавливания упрочненного слоя, искажения профилей и последующего их разрушения)

          цементированных и нитроцементированных зубчатых колес — приложение

          Примечание. В реверсивных зубчатых передачах, если условия их работы (значение нагрузки, длительность действия, частота вращения зубчатых колес и пр.) при изменении направления вращения меняются, расчеты на контактную прочность и глубинную контактную прочность активных поверхностей зубьев для каждой рабочей стороны зуба зубчатого колеса следует производить как для самостоятельной передачи.

          1 5.5. Расчет на выносливость при изгибе (предотвращение усталостного износа зубьев) — п. 4.1.

          1.5.6. Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой (предотвращение остаточной деформации иди хрупкого излома зуба) — п. 4.2.

          1.6. Проектировочный расчет для ориентировочного определения габаритов передачи и модуля приведен в разд. 5.

          1.7. Исходные данные для расчета на прочность приведены в табл. 5.

          1.8. Расчетные формулы представлены с применением единиц СИ, а также кратных и дольных от них.

          2. Исходные данные

          Исходные данные, необходимые для проведения проверочных расчетов, при

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены *