- •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
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
Допускаемое контактное напряжение при пиковых нагрузках Hp max, МПа, гарантирующее отсутствие местных остаточных деформаций или хрупкого разрушения (растрескивания) поверхностного слоя зубьев, зависит от вида химико-термической обработки и характера изменения твердости по глубине зуба. Согласно данным с. 29 ГОСТ 21354 – 87, имеем:
для зубчатых колес, подвергнутых улучшению или сквозной закалке зубьев с низким отпуском: ,
где - предел текучести материала зубьев рассматриваемого колеса, МПа.
По ГОСТ 21345-87:
, так как шестерня закалена;
, так как колесо улучшено.
11.2 Проверка передачи на отсутствие при действии пиковых нагрузок местных остаточных деформаций зубьев или хрупкого разрушения их поверхностного слоя (растрескивания)
Эту проверку производят по условию
H max H p max
где H p max – меньшее из допускаемых контактных напряжений для шестерни или колеса, гарантирующих отсутствие при действии пиковых нагрузок местных остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубьев: H p max=H p max2=1460 МПа.
H max – рабочее контактное напряжение, возникающее при действии пиковых нагрузок, находят по зависимости
где H – рабочее контактное напряжение, МПа, возникающее в зубе при действии номинальной нагрузки: H= 530 МПа.
Тпик и Тном – соответственно, пиковый и номинальный вращающие моменты.
КH max, КH ном – коэффициенты нагрузки, рассчитанные при пиковом и номинальном значениях окружного усилия передачи Ft.
.
Коэффициент КAS, учитывающий динамичность внешней нагрузки, возникающую при пусках назначают по табл. 24 ГОСТ 21354 – 87: , так как используется привод с асинхронным двигателем.
Коэффициент учитывает динамичность нагрузки, возникающую в зацеплении взаимодействующих колес передачи, находят по зависимости:
.
где для асинхронных двигателей является их паспортной характеристикой.
Коэффициент КH учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев колес, находящихся в зацеплении. Его определяют по следующей зависимости:
где
Вычисляем при ,так как при этом значение максимально и равно:
Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями, одновременно находящимися в зацеплении. Для косозубых (при > 2) вычисляют по следующей формуле:
При определ ении значений коэффициента должно выполняться условие . Следовательно .
.
.
.
11.3 Определение допускаемых напряжений изгиба, гарантирующих отсутствие при перегрузках общих остаточных деформаций зубьев
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. Согласно табл.18 ГОСТ 21354 – 87 его вычисляют по следующей зависимости:
где – базовое значение предельного напряжения для зубьев при их изгибе пиковой нагрузкой, определяемое по табл. 19 ГОСТ 21354 – 87 в зависимости от марки стали и вида термоупрочнения зубьев: ,
– коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба на его прочность при действии пиковых нагрузок. При отсутствии шлифования переходных поверхностей зубьев принимают .
– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности зуба на его прочность при действии пиковых нагрузок.
При отсутствии деформационного упрочнения принимают .
– коэффициент запаса прочности при действии пиковой нагрузки. Согласно п. 2 табл. 18 ГОСТ 21354 – 87, его определяют по следующей зависимости:
,
где YZ – коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатых колес (согласно п.10.3 табл.13 ГОСТ 2154 – 87, штамповок ).
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.
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, и ).
YX – коэффициент, учитывающий размеры колеса. Смотри п. 10.
YX1=1,043, YX2=1,029.