- •Содержание
- •Введение
- •1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода
- •2. Силовой расчет привода
- •3. Выбор типа зубь ев зубчатых передач
- •4. Выбор степени точности изготовления зубчатых колес
- •5. Выбор термообработки и материала для изготовления зубчатых колес и валов редуктора
- •6. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес и валов редуктора
- •7. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес
- •8. Проектировочный расчет передачи по условию контактной выносливости зубьев колес
- •9. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность.
- •10. Проверочный расчет зуб ьев на усталостную прочность при изгибе
- •11. Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок
- •12. Геометрический расчет зацепления конической зубчатой передачи
- •13. Определение усилий в зацеплении зубчатых колес
- •14. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес
- •15. Выбор конструкции устройства для контроля уровня смазочного материала в корпусе редуктора
- •16. Расчет цепной передачи
- •17. Подбор муфты для соединения вала редуктора с электродвигателем
- •18 Определение диаметральных размеров каждого вала редуктора
- •18.1 Определение диаметральных размеров быстроходного вала редуктора.
- •18.2 Первый этап эскизной компоновки
- •18.3 Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов вала, имеющего входной участок, на котором располагается звездочка.
- •19. Подбор подшипников для валов редуктора
- •19.1 Выбор типа подшипников
- •19.2 Выбор схемы установки подшипников в опорных узлах валов редуктора
- •19.3 Подбор подшипников для быстроходного вала редуктора
- •19.4 Подбор подшипников для тихоходного вала редуктора
- •20. Выбор смазки подшипников валов редуктора
- •21. Выбор уплотнений валов редуктора
- •22. Расчет подшипниковых крышек корпуса редуктора
- •23. Выбор конфигурации и определение размеров основных элементов зубчатых колес
- •24. Подбор посадок основных деталей редуктора
- •25. Выбор и расчет соединений каждого вала редуктора с размещаемыми на нем деталями передач
- •26. Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов
- •27. Выбор вида основания для совместной с двигателем установки редуктора и определение его основных размеров
- •30. Список литературы
10. Проверочный расчет зуб ьев на усталостную прочность при изгибе
Определим допускаемые изгибные напряжения, гарантирующие отсутствие зарождения в корне зуба усталостных изгибных трещин [F]; отсутствие общих остаточных деформаций зубьев или их хрупкого излома Fp max, для конических передач также проводится в соответствии с ГОСТ 21354-87.
Определим допускаемые изгибные напряжения для зубьев шестерни по следующей зависимости:
где F lim b – базовый предел выносливости зубьев при изгибе, МПа;
SF min – минимальный коэффициент запаса выносливости при изгибе;
YN – коэффициент долговечности;
Y – коэффициент, учитывающий чувствительность материала зубьев к концентрации напряжений;
YR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зуба;
YX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
Базовый предел выносливости зубьев при изгибе F lim b, МПа, согласно данным табл.13 ГОСТ 21354-87, находят по зависимости
где – предел выносливости зубьев при отнулевом (пульсирующем) цикле изменения напряжений изгиба, МПа, назначаемый по табл. 14 – 17 ГОСТ 21354 – 87 (прил. 6) в зависимости от вида стали и способа термического или химико-термического упрочнения зубьев, МПа; YТ – коэффициент, учитывающий технологию изготовления (при соблюдении примечаний к табл.14 – 17 ГОСТ 21354 – 87 принимают YТ = 1, а в противном случае – YТ < 1), ;
YZ – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса (для поковок и штамповок YZ = 1; для проката 0,9; для литых заготовок 0,8), ;
Yg – коэффициент, учитывающий наличие шлифования переходной поверхности зуба (для колес с нешлифованной переходной поверхностью зубьев Yg = 1);
Yd – коэффициент, учитывающий наличие деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев (при отсутствии указанных обработок Yd = 1);
YA – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.
При одностороннем приложении нагрузки (передача нереверсивная или редко реверсируемая) YA = 1.
Коэффициент долговечности YN определяют, согласно п.9 табл.13 ГОСТ 21354 – 87, из следующего условия:
,
где qF – показатель степени уравнения кривой выносливости зубьев при их изгибе;
NF lim – базовое число циклов изменения напряжений, возникающих при изгибе зубьев (независимо от вида стали и термообработки зубьев колес его принимают равным 4106 циклов);
NFE – эквивалентное число циклов изменения напряжений при изгибе зуба;
YN max – максимальное значение коэффициента долговечности YN ;
Для зубчатых колес с однородной структурой материала зубьев независимо от термообработки, принимают qF = 6.
Максимальные значения YN max коэффициента долговечности YN :
YN max = 4,0 при qF = 6
NFE – эквивалентное число циклов изменения напряжений при изгибе зуба. При использовании асинхронных электродвигателей эквивалентное число циклов NFE вычисляют по следующей зависимости:
.
циклов
Из выражения видно, что , поэтому для выполнения условия примем .
Минимальный коэффициент запаса выносливости при изгибе зубьев SFmin назначают по табл. 14 – 17 ГОСТ 21354 – 87, .
Коэффициент YR, учитывающий шероховатость переходной поверхности зубьев, назначают по табл.13 ГОСТ 21354 – 87 в зависимости от вида отделки зуба и способа его термического упрочнения.
- при нормализации и улучшении ;
Коэффициент YX, учитывающий размеры зубчатого колеса, вычисляют по зависимости
YX = 1,05 - 0,000125 d ,
где d – делительный диаметр рассматриваемого колеса.
С достаточной степенью точности можно принять .
Тогда получим:
МПа,
Мпа.
При определение допускаемых изгибных напряжений для зубьев колеса изменися значение коэффициента , учитывающего способ получения заготовки колеса, , так как колесо изготавливают из поковки, а также значение МПа.
С учетом выше изложенного получим:
МПа,
МПа.
Проверка изгибной выносливости зубьев шестерни производится по условию:
,
где – коэффициент нагрузки напряжениями изгиба (см. ниже);
– коэффициент формы зубьев шестерни, определяемый для конических передач по графикам рис. 10 ГОСТ 21354-87 в зависимости от эквивалентного числа зубьев,
– коэффициент, учитывающий наличие касательной модификации зубьев шестерни. Так как модификация не применялась, то .
Коэффициент нагрузки при расчётах зубьев конических колёс на изгиб определяется по формуле
,
где – коэффициент динамичности внешней нагрузки
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (см. ниже);
– коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, возникающей в зацеплении, определяется по формуле
Окружная удельная динамическая сила FV, Н/мм, для конических зубчатых передач определяется по следующей формуле
где – коэффициент, учитывающий вид зубьев и твёрдость их рабочих поверхностей, для прямых зубьев без модификации головок .
Тогда:
Коэффициент KF, учитывающий неравномерность распределения (концентрацию) нагрузки по длине зуба, определяется по формуле
,
где NF– показатель степени, назначаемый по справочным данным [1, с.184 ].
NF = 0.94, следовательно .
Окончательно:
МПа.
Проверка изгибной выносливости зубьев колеса производится по условию:
,
где – коэффициент формы зубьев колеса, определяемый для конических передач по графикам рис. 10 ГОСТ 21354-87 в зависимости от эквивалентного числа зубьев, ;
– коэффициент, учитывающий наличие касательной модификации зубьев колеса. Так как модификация не применялась, то .
Для колеса получаем: МПа.
.
Проверочный расчет на изгиб показал недогрузку более чем на 30%.