- •Введение.
- •1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода.
- •2. Силовой расчет привода.
- •3. Выбор типа зубьев колес зубчатой передачи.
- •4. Выбор термообработки и материала для изготовления зубчатых колес и валов редуктора.
- •5. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес и валов редуктора.
- •6. Выбор степени точности изготовления зубчатых передач.
- •7. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес.
- •8. Проектировочный расчет передачи редуктора.
- •8.1Определение ориентировочных допускаемых поверхностных контактных напряжений.
- •8.2 Проектировочный расчет конических колес по контактной выносливости рабочих поверхностей их зубьев.
- •9. Проверочный расчет зубьев на контактную.
- •9.1 Проверочный расчет конических колес на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.
- •10. Проверочный расчет зубьев колес на усталостную прочность при изгибе.
- •10.1 Определение допускаемых напряжений изгиба, гарантирующих отсутствие зарождения в корне зуба усталостной трещины.
- •10.2 Проверочный расчет конических колес на изгибную выносливость их зубьев.
- •11 Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок.
- •11.1 Определение допускаемых напряжений изгиба, гарантирующих отсутствие при перегрузках общих остаточных деформаций.
- •11.2 Проверочный расчет конической передачи на отсутствие хрупкого выламывания зубьев.
- •12. Геометрический расчет зацепления редуктора.
- •13. Определение усилий в зацеплении колес редуктора.
- •14. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес.
- •15. Выбор конструкции устройства для контроля уровней смазочного материала в корпусе редуктора.
- •16. Расчет ременной передачи.
- •16.1 Определяем исходные данные.
- •16.2 Выбор размера сечения назначенного ранее типа
- •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 прогнозируемой долговечности ремней.
- •16.9 Выбор вида натяжного устройства.
- •16.10 Определение стрелы провисания верхней ветви ремня.
- •16.11 Назначение материала и выбор конструкции шкивов
- •16.12 Определение исполнительных размеров шкивов.
- •17. Подбор муфты для соединения вала редуктора с приводным валом.
- •18. Определение диаметральных размеров каждого вала редуктора. Сдесь я закончил . Отсюда начинай.
- •18.1 Первый этап эскизной компоновки.
- •18.2 Определение диаметральных и осевых размеров вала, на котором располагается муфта.
- •18.3 Материал и термообработка валов проектирования передаточного механизма.
- •18.4 Вид заготовки для валов проектируемого передаточного
- •18.5.Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов вала, имеющего входной участок, на котором располагается шкив.
- •18.6 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.
- •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.
- •25.2Расчет соединения с гарантированным натягом колеса на тихоходном валу.
- •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
- •28. Список использованной литературы.
11 Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок.
11.1 Определение допускаемых напряжений изгиба, гарантирующих отсутствие при перегрузках общих остаточных деформаций.
Допускаемое напряжение изгиба Fpmax, МПа, гарантирующее отсутствие при пиковых нагрузках общей остаточной деформации или хрупкого излома зубьев, согласно данным [32, с. 52], определяют по следующей зависимости:
МПа (11.1)
Для шестерни:
,
где - предельное напряжение для зубьев при их изгибе пиковой нагрузкой шестерни, МПа;
– коэффициент запаса прочности при действии пиковой нагрузки, шестерни;
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зуба при действии пиковой нагрузки, шестерни;
- коэффициент, учитывающий размеры колеса;
Y1st и Y1stT – коэффициенты, учитывающие градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации нагрузки, соответственно, для рассчитываемого и испытываемого колеса при действии пиковых нагрузок.
Предельное напряжение для зубьев при их изгибе пиковой нагрузкой шестерни - МПа, [32, табл.18] вычисляют по следующей зависимости:
МПа (11.2)
где (0)F1 st – базовое значение предельного напряжения для зубьев шестерни при их изгибе пиковой нагрузкой, МПа;
Yg1st – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба на его прочность при действии пиковых нагрузок шестерни;
Yd1st – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности зуба на его прочность при действии пиковых нагрузок, у шестерни.
Базовое значение предельного напряжения для зубьев шестерни при их изгибе пиковой нагрузкой (0)F1 st, по [32, табл. 19]
(0)F1 st=1690 МПа.
Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба на его прочность при действии пиковых нагрузок шестерни - Yg1st, по [32, табл. 18] Yg1st=1.
Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности зуба на его прочность при действии пиковых нагрузок, у шестерни Yd1st, Согласно [32, табл. 18], Yd st = 1,
В нашем случае имеем: (0)F1 st=1690 МПа; Yg1st=1; Yd st = 1. Тогда расчетное значение предельного напряжения для зубьев при их изгибе пиковой нагрузкой шестерни составит
, МПа
Коэффициент запаса прочности при действии пиковой нагрузки, шестерни - , [32, табл. 18], определяют по следующей зависимости:
(11.3)
где YZ1 – коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатых колес;
Sy1 – коэффициент, зависящий от марки стали и способов термоупрочнения зубьев.
Коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатых колес - YZ1 [32, табл.13], для проката YZ = 0.9.
Коэффициент, зависящий от марки стали и способов термоупрочнения зубьев - Sy1, для сталей и термообработок, [32, табл.19] имеем Sy1 = 1,75
Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зуба при действии пиковой нагрузки, [32, в табл. 19], YR1st = 1.
Y1st и Y1stT – коэффициенты, учитывающие градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации нагрузки, соответственно, для рассчитываемого и испытываемого колеса при действии пиковых нагрузок для условий, отраженных в [32, табл. 19] Y st / Y stT = 1;
Коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса , по формуле (40.4). В нашем случае имеем: =1690 МПа; =1.75; =1; =1;Y1st/Y1stT=1. Тогда расчетное значение допускаемого напряжения изгиба шестерни составит
, МПа
Для колеса:
,
где - предельное напряжение для зубьев при их изгибе пиковой нагрузкой колеса, МПа;
– коэффициент запаса прочности при действии пиковой нагрузки, колеса;
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зуба при действии пиковой нагрузки, колеса;
- коэффициент, учитывающий размеры колеса;
Y2st и Y2stT – коэффициенты, учитывающие градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации нагрузки, соответственно, для рассчитываемого и испытываемого колеса при действии пиковых нагрузок.
Предельное напряжение для зубьев при их изгибе пиковой нагрузкой колеса - МПа, [32, табл.18] вычисляют по следующей зависимости:
МПа (11.4)
где (0)F2 st – базовое значение предельного напряжения для зубьев колеса при их изгибе пиковой нагрузкой, МПа;
Yg2st – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба на его прочность при действии пиковых нагрузок колеса;
Yd2st – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности зуба на его прочность при действии пиковых нагрузок, у колеса.
Базовое значение предельного напряжения для зубьев колеса при их изгибе пиковой нагрузкой (0)F2 st, по [32, табл. 19]
(0)F2 st= МПа. В нашем случае имеем: (0)F2 st=1395МПа. Тогда расчетное значение предельного напряжения для зубьев при их изгибе пиковой нагрузкой колеса составит
, МПа
Коэффициент запаса прочности при действии пиковой нагрузки, колеса - , [32, табл. 18], определяют по следующей зависимости:
(11.4)
где YZ2 – коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатых колес;
Sy2 – коэффициент, зависящий от марки стали и способов термоупрочнения зубьев.
Коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатых колес - YZ2 [32, табл.13], для поковки YZ2 = 1.
Коэффициент, зависящий от марки стали и способов термоупрочнения зубьев - Sy2, для сталей и термообработок, [32, табл.19] имеем Sy2 = 1,75. В нашем случае имеем: YZ2=1; Sy2 = 1,75. Тогда расчетное значение коэффициента запаса прочности при действии пиковых нагрузках составит:
Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зуба при действии пиковой нагрузки, [32, в табл. 19], YR2st = 1.
Y2st и Y2stT – коэффициенты, учитывающие градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации нагрузки, соответственно, для рассчитываемого и испытываемого колеса при действии пиковых нагрузок для условий, отраженных в [32, табл. 19] Y2st / Y2stT = 1;
Коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса ,. В нашем случае имеем: =1395 МПа; =1.75; =1; =1;Y2st/Y2stT=1. Тогда расчетное значение допускаемого напряжения изгиба шестерни составит
, МПа