- •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
11. Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок
Определение допускаемых изгибных напряжений, гарантирующих 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 допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни.
Допускаемое напряжение изгиба Fp max, МПа, гарантирующее отсутствие при пиковых нагрузках общей остаточной деформации или хрупкого излома зубьев, согласно данным с. 52 ГОСТ 21354-87, определяют по следующей зависимости:
где F st – предельное напряжение для зубьев при их изгибе пиковой нагрузкой, МПа;
SF st – коэффициент запаса прочности при действии пиковой нагрузки;
YR st – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зуба при действии пиковой нагрузки;
Y st и Y stT – коэффициенты, учитывающие градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации нагрузки, соответственно, для раcсчитываемого и испытываемого колеса при действии пиковых нагрузок (для условий, отраженных в табл. 19 ГОСТ 21354 – 87 YR st = 1 и Y st / Y stT = 1);
YX – коэффициент, учитывающий размеры колеса,
Предельное напряжение для зубьев при их изгибе пиковой нагрузкой F st, МПа, согласно табл.18 ГОСТ 21354 – 87, вычисляют по следующей зависимости:
где (0)F st – базовое значение предельного напряжения для зубьев при их изгибе пиковой нагрузкой, определяемое по табл. 19 ГОСТ 21354 – 87 (табл. П 4.7) в зависимости от марки стали и вида термоупрочнения зубьев, ,МПа;
Yg st – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба на его прочность при действии пиковых нагрузок.
Согласно п.1.2 табл. 18 ГОСТ 21354 – 87, для зубчатых колес с переходной поверхностью зубьев, подвергнутой шлифованию после термообработки, принимают:
При отсутствии шлифования переходных поверхностей зубьев Yg st = 1,0.
Yd st – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности зуба на его прочность при действии пиковых нагрузок.
При отсутствии деформационного упрочнения принимают Yd st = 1,0.
Тогда:
МПа.
Коэффициент запаса прочности SF st при действии пиковых нагрузок, согласно п. 2 табл. 18 ГОСТ 21354 – 87, определяют по следующей зависимости:
,
где YZ – коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатых колес (согласно п.10.3 табл.13 ГОСТ 2154 – 87, для проката YZ = 0.9);
Sy – коэффициент, зависящий от марки стали и способов термоупрочнения зубьев, для сталей и термообработок, указанных в табл.19 ГОСТ 21354 – 87 и вероятности неразрушения 0,99 – имеем Sy=1,75.
Тогда допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни:
МПа .
По тем же зависимостям определим допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса.
МПа.
Для поковки .
МПа.
Проверку ведется для зубьев шестерни и зубьев колеса ведется раздельно по условию:
,
где KFmax и KF – коэффициенты нагрузки при действии пускового момента Tmax и номинального Tном ;
Коэффициент нагрузки определяется по тем же зависимостям, что и коэффициент но при максимальном окружном усилии и коэффициенте динамичности внешней нагрузки KAS, возникающей при пуске привода.
Для зубьев шестерни:
Н.
н.
,
,
,
окончательно:
МПа.
Для зубьев колеса:
,
н
,
,
МПа
Проверочный расчет показал, что в корне зуба шестерни или колеса не будет зарождения усталостной изгибной трещины, а будут отсутствовать общие остаточные деформации зубьев и их хрупкий излом.