- •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 зубьев на усталостную прочность при изгибе
- •11. Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок
- •11.1 Определение допускаемых контактных напряжений, гарантирующих отсутствие общих остаточных деформаций зубьев или их хрупкого разрушения при перегрузках
- •11.2 Проверка передачи на отсутствие при действии пиковых нагрузок местных остаточных деформаций зубьев или хрупкого разрушения их поверхностного слоя (растрескивания)
- •11.3 Определение допускаемых напряжений изгиба, гарантирующих отсутствие при перегрузках общих остаточных деформаций зубьев
- •11.4 Проверка передачи на отсутствие при действии пиковых нагрузок общих остаточных деформаций или хрупкого излома зубьев
- •12. Геометрический расчет зацепления цилиндрической 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 ременной передачи
- •16.1 Выбор типа и материала клинового ремня
- •16.2 Выбор размера сечения назначенного ранее типа ремня и наименьшее значение диаметра малого шкива передачи
- •16.3 Расчет фактического значения передаточного числа и скорости движения ремня
- •16.4 Определение межосевого расстояния передачи
- •16.5 Определение значения угла охвата ремнем малого шкива передачи
- •16.6 Определение необходимого числа ремней в одном комплекте
- •16.7 Расчет усилия, действующего на вал
- •16.8 Определение п рогнозируемой долговечности ремней
- •16.10 Определение стрелы провисания верхней ветви ремня
- •16.11 Назначение материала и выбор конструкции шкивов передачи
- •16.12 Определение исполнительных размеров шкивов
- •17. Подбор муфты для соединения вала редуктора с приводным валом
- •18. Определение диаметральных размеров каждого вала редуктора
- •18.1 Первый этап эскизной компоновки
- •18.2 Определение диаметральных и осевых размеров вала, на котором располагается муфта
- •18.3 Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов вала, имеющего входной участок, на котором располагается шкив.
- •18.4 Проектировочный прочностной расчет
- •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
- •Прямой ход
- •Прямой ход
- •Прямой ход
- •Прямой ход
- •Прямой ход
- •20. Выбор смазки подшипников валов редуктора
- •21. Выбор уплотнений валов редуктора
- •22. Расчет подшипниковых крышек корпуса редуктора
- •Для быстроходного вала
- •Для тихоходного вала.
- •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
- •25.1 Расчет соединения тихоходного вала с муфтой
- •25.2 Расчет соединения тихоходного вала с колесом
- •25.3 Расчет соединения быстроходного вала со шкивом.
- •26. Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов
- •26.1 Выбор типа корпуса редуктора
- •26.2 Определение размеров основных элементов редуктора
- •27. Проверочный расчет на выносливость каждого вала редуктора
- •27.1 Расчет тихоходного вала на усталостную прочность
- •27.2 Расчет быстроходного вала на усталостную прочность
- •1Сечение 2и3сечение
- •28. Проверочный расчет на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок каждого вала редуктора
- •28.1 Расчет тихоходного вала на отсутствие их общих остаточных деформаций или хрупкого разрушения при действии пиковых нагрузок
- •28.2 Расчет быстроходного вала на отсутствие их общих остаточных деформаций или хрупкого разрушения при действии пиковых нагрузок
- •29. Выбор вида основания для совместной с двигателем установки редуктора и определение его основных размеров
- •30. Список литературы
10. Проверочный расчет зубьев на усталостную прочность при изгибе
В соответствии с ГОСТ 21354 – 87, выносливость зубьев, необходимую для предотвращения их усталостного излома при номинальном нагружении передачи, устанавливают отдельно для каждого зубчатого колеса по следующему условию:
F [F ].
где F – расчетное местное номинальное напряжение изгиба, возникающее в опасном сечении переходной зоны зубьев рассматриваемого колеса передачи, МПа;
[F] – допускаемое напряжение изгиба, МПа, гарантирующее отсутствие зарождения усталостной трещины в корне зуба этого колеса.
Согласно данным с. 29 ГОСТ 21354 – 87, при изгибе зубьев колес допускаемые напряжения [F], МПа, определяют раздельно для зубьев шестерни и колеса по следующей зависимости:
где F lim b – базовый предел выносливости зубьев при изгибе, МПа. Согласно данным табл. 13 ГОСТ 21354-87 его находят по зависимости:
где – предел выносливости зубьев при отнулевом (пульсирующем) цикле изменения напряжений изгиба, МПа, назначаемый по табл. 14 – 17 ГОСТ 21354 – 87 в зависимости от вида стали и способа термического или химико-термического упрочнения зубьев:
;
.
YТ – коэффициент, учитывающий технологию изготовления (при соблюдении примечаний к табл.14 – 17 ГОСТ 21354 – 87 принимают YТ = 1, а в противном случае – YТ < 1): YT=1.
YZ 1,2 – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса (для штамповок YZ 1,2 = 1).
Yg – коэффициент, учитывающий наличие шлифования переходной поверхности зуба (для колес с нешлифованной переходной поверхностью зубьев Yg 1,2 = 1).
Yd – коэффициент, учитывающий наличие деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев (при отсутствии указанных обработок Yd 1,2= 1).
YA – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. YA 1,2=1 передача не реверсивная.
SF min – минимальный коэффициент запаса выносливости при изгибе назначают по табл. 14 – 17 ГОСТ 21354 – 87:
YN – коэффициент долговечности. Его определяют, согласно п.9 табл.13 ГОСТ 21354 – 87, из следующего условия:
,
где qF – показатель степени уравнения кривой выносливости зубьев при их изгибе. Для зубчатых колес с однородной структурой материала зубьев, включая закаленные при нагреве ТВЧ со сквозной закалкой, и зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью, независимо от термообработки, принимают qF2 = 6(колесо), а при поверхностной закалке qF1 = 9 (шестерня)
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. При использовании асинхронных электродвигателей эквивалентное число циклов NFE вычисляют по следующей зависимости:
.
циклов
цикл-ов
YN max – максимальное значение коэффициента долговечности YN.
При qF1 = 9
При qF2 = 6
Так как циклов > циклов, то .
Так как циклов > циклов, то .
Y – коэффициент, учитывающий чувствительность материала зубьев к концентрации напряжений. Его определяют, согласно табл.13 ГОСТ 21354 – 87, по зависимости:
где m – модуль пере дачи, мм.
YR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зуба. Его назначают по табл.13 ГОСТ 21354 – 87 в зависимости от вида отделки зуба и способа его термического упрочнения.
При полировании зубьев YR назначают в зависимости от способа их термоупрочнения:
- при нормализации и улучшении 1.2;
- при закалке ТВЧ, когда закаленный слой распространяется на все сечение зуба и захватывает часть обода колеса под зубом и впадиной или обрывается к переходной поверхности, 1.2.
YX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. Его вычисляют по зависимости: ,
где d – делительный диаметр рассматриваемого колеса.
Получаем допускаемые напряжения изгиба для:
шестерни:
колеса: .
Расчетное местное номинальное напряжение при изгибе F, согласно данным с. 29 ГОСТ 21354 – 87, определяют по зависимости
КF – коэффициент нагрузки на зуб при его расчетах на изгиб.
Коэффициент нагрузки КF находят по зависимости
.
Коэффициент КFv учитывает динамичность нагрузки, возникающую в процессе зацепления зубьев взаимодействующих колес.
При отсутствии резонанса, то есть при выполнении условия ; – для косозубых передач, значения КFv находят по зависимости:
где Fv – уд ельная окружная динамическая сила, Н/мм. Ее определяют по формуле
,
где F – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и наличия модификации профиля зубьев (для косозубых передач принимают F=0.06.
g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, назначают по табл. 9 ГОСТ 21354 – 87.. Смотри п. 9.
Fv пред – предельное значение удельной окружной динамической силы, Н/мм, выбираемое по табл. 7 ГОСТ 21354 – 87: Fv пред=380 Н/ММ.
Коэффициент КF, учитывающий при расчетах зубьев на изгиб неравномерное распределение нагрузки по длине контактных линий зацепления, находят по графикам черт. 9 ГОСТ 21354 – 87: .
Коэффициент КF учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями, одновременно находящимися в зацеплении, при их расчетах на изгиб (для косозубых колес значения КF вычисляют по зависимостям для КН, но только при y=0 и а = 0.4):
При определении КF должно соблюдаться условие 1КF, где – суммарный коэффициент перекрытия зубьев равный 3,15.
YFs – коэффициент, учитывающий форму зуба и наличие концентрации напряжений в его переходной зоне, для наружных зубьев определяют по графикам черт. 10 ГОСТ 21354 – 87 в зависимости от величины коэффициента смещения режущего инструмента Х и эквивалентного числа зубьев (Х=0; ; ). Отсюда YFs1=3.94, а YFs2=3.58.
Y – коэффициент, учитывающий наклон зубьев, имеющийся у колес рассчитываемой передачи, рассчитывают по формуле
,
где – коэффициент осевого перекрытия зубьев;
град – делительный угол наклона зубьев, град.
Y – коэффициент, учитывающий наличие перекрытия зубьев в зоне их зацепления. Для косозубых передач , так как .
(Недогрузка)
При сопоставлении рабочих и допускаемых напряжений изгиба разрешается 15%-я недогрузка зубьев.
При сопоставлении рабочих и допускаемых напряжений изгиба разрешается 15%-я недогрузка зубьев.