Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Допускаемые контактные напряжения:

где: S=1.1 коэффициент запаса прочности

Предел контактной выносливости:

 

Коэффициент долговечия:

т.к N_K>N_HG

где: N_HG –число циклов, соответствующих перелому кривой усталости.

N_K – ресурс передачи

L_h – суммарное время работы передачи

 

Коэффициент Z_R, учитывающий влияние шероховатости сопряжения поверхности зубьев для шлифованных и полированных поверхностей Z_R=1

 

Коэффициент Z_v учитывает влияние окружной скорости. При окружных скоростях ≤5м/с Z_v=1

 

 

Допускаемые напряжения изгиба:

где: S=1.7 коэффициент запаса прочности

Предел выносливости  при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмирическим формулам (табл. 2.3).

 Коэффициент долговечия:

=4*10⁶

 

N_K=7.95*10⁸

Коэффициент Y_R, учитывающий влияние шероховатости сопряжения поверхности зубьев для шлифованных и полированных поверхностей Y_R=1

 

Коэффициент Y_A учитывает влияние двухстороннего приложения нагрузки. Y_A=1

 

Эквивалентное число циклов (на контактную выносливость)

N_HE=μ_H*N_K=0.5*7.95*10⁸=4*10⁸

Эквивалентное число циклов (выносливость при изгибе)

N_HE=μ_F*N_K=0.2*7.95*10⁸=1.6*10⁸

 

Режим работы I тяжелый

 

2.1.3. Проектный расчет тихоходной ступени

1. Предварительное значение межосевого расстояния

Окружную предварительную скорость вычисляют по формуле:

Степень точности 9

 

Уточняем межосевое расстояние:

Принимаем a _w=140мм

ψ_ba=0.3

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность:

 - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружений.

Окружную скорость вычисляют по формуле:

 

 

2. Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр:

Ширина:

3. Модуль передачи

Максимально допустимый модуль определяют по формуле:

Минимальное значение модуля определяют из условия прочности:

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:

 коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения принимают по табл 2.9

 

 

Коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

  

Коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями

 

 

Из полученного диапазона модулей принимают меньшее значение, согласуя его со стандартным

m=3

 

4. Суммарное число зубьев

5. Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

6. Фактическое передаточное чило

7. Диаметры колес

Делительный диаметр шестерни:

Делительный диаметр колеса:

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

8. Размеры заготовок

Условие выполняется:

Проверочный расчет

9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

   условие прочности выполняется.

10. Силы в зацеплении

  окружная

        радиальная

 

 

11. Проверка зубьев по напряжениям изгиба

В зубьях колеса

В зубьях шестерни

12. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

К_пер=2.2 коэффициент перегрузки

       Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение σ_Hmax при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [σ]_Hmax

 

       Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение σ_Fmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [σ]_Fmax

 

Вывод: таким образом данная передача удовлетворяет всем условиям прочности и может использоваться в конструкции привода.

2.2.Проектный расчет быстроходной передачи

1. Предварительное значение межосевого расстояния

Окружную предварительную скорость вычисляют по формуле:

Степень точности 9

 

Уточняем межосевое расстояние:

Принимаем a _w =100мм

ψ_ba=0.3

Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность:

 - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружений.

Окружную скорость вычисляют по формуле:

 

 

2. Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр:

Ширина:

3. Модуль передачи

Максимально допустимый модуль определяют по формуле:

Минимальное значение модуля определяют из условия прочности:

Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:

 коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения принимают по табл 2.9

 

Коэффициент учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

 

Коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями

 

 

Из полученного диапазона модулей принимают меньшее значение, согласуя его со стандартным

m=2

 

4. Суммарное число зубьев

5. Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

6. Фактическое передаточное чило

7. Диаметры колес

Делительный диаметр шестерни:

Делительный диаметр колеса:

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

8. Размеры заготовок

Условие выполняется:

Проверочный расчет

9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

условие прочности выполняется.

10. Силы в зацеплении

      окружная

     радиальная

 

 

11. Проверка зубьев по напряжениям изгиба

В зубьях колеса

В зубьях шестерни

Δ=6%

 

12. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

К_пер=2.2 коэффициент перегрузки

       Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение σ_Hmax при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [σ]_Hmax

 

       Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение σ_Fmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [σ]_Fmax

 

 

Вывод: таким образом данная передача удовлетворяет всем условиям прочности и может использоваться в конструкции привода.

 

 

Компоновка редуктора

Проектные расчеты валов

Проектные расчеты валов.

Предварительные значения диаметров различных стальных валов редуктора определяют по формулам: [2, стр 42]

Для быстроходного (входного) вала:

Для промежуточного вала:

Для тихоходного вала: