- •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.
11.2 Проверочный расчет конической передачи на отсутствие хрупкого выламывания зубьев.
Для зубчатых передач проверка отсутствия таких повреждений зубьев производится раздельно для зубьев шестерни и колеса по условию
, МПа (11.11)
Для шестерни:
, МПа
где F1max - рабочее изгибное напряжение, возникающие в корне зубьев шестерни, МПа;
F1 – рабочее изгибное напряжение, возникающее в корне зубьев шестерни, МПа;
- максимальный пусковой момент, ;
KFmax – коэффициент нагрузки при действии максимального момента.
KF – коэффициент нагрузки при действии номинального момента.
- допускаемое изгибное напряжение, гарантирующее отсутствие хрупкого выламывания, МПа.
Напряжение изгиба возникающее в корне зубьев шестерни - F1, МПа.
Действие максимального и номинального пускового момента, задан по [27].
Коэффициент нагрузки при действии максимального момента - KFmax, находится по условию
, (11.12)
где - коэффициент динамичности приложения нагрузки, возникающей при пуске привода;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;
- коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, возникающей в зацеплении.
Коэффициент динамичности приложения нагрузки, возникающей при пуске привода, [32, табл.24] .
В нашем случае имеем: ; ; . Тогда расчетное значение коэффициента нагрузки при действии максимального момента составит
Коэффициент нагрузки при действии номинального момента KF,
Допускаемое изгибное напряжение, гарантирующее отсутствие хрупкого выламывания - МПа,.
В нашем случае имеем: F1=110 МПа; ; KFmax=3; KF=4.2; МПа. Тогда расчетное значение рабочего изгибного напряжения для шестерни составит
, МПа
Для колеса:
, МПа
где F2max - рабочее изгибное напряжение, возникающие в корне зубьев колеса, МПа;
F2 – рабочее изгибное напряжение, возникающее в корне зубьев колеса, МПа;
- максимальный пусковой момент, ;
KFmax – коэффициент нагрузки при действии максимального момента.
KF – коэффициент нагрузки при действии номинального момента.
- допускаемое изгибное напряжение, гарантирующее отсутствие хрупкого выламывания, МПа.
Напряжение изгиба возникающее в корне зубьев шестерни - F2, МПа.
Действие максимального и номинального пускового момента.
Коэффициент нагрузки при действии максимального момента - KFmax, находится по условию
, (11.13)
где - коэффициент динамичности приложения нагрузки, возникающей при пуске привода;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;
- коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, возникающей в зацеплении.
Коэффициент динамичности приложения нагрузки, возникающей при пуске привода, [32, табл.24] .
В нашем случае имеем: ; ; . Тогда расчетное значение коэффициента нагрузки при действии максимального момента составит
Коэффициент нагрузки при действии номинального момента KF,.
Допускаемое изгибное напряжение, гарантирующее отсутствие хрупкого выламывания - МПа,.
В нашем случае имеем: F2=121 МПа; ; KFmax=2.99; KF=4.5; МПа. Тогда расчетное значение рабочего изгибного напряжения для шестерни составит
, МПа
Проверочный расчет показал ,что в корке зуба колеса и шестерни не будет зарождаться усталостная изгибная трещина и будет отсутствовать общие остаточные деформации зубьев и их крутящий излом.