Навигация
Допускаемые предельные контактные напряжения
19178
знаков
3
таблицы
1
изображение
2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения.
Согласно источнику [1, стр27,табл.9]:
σHPmax=44* H HRC
σHPmax=44*55=2420МПа.
2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.
σ Flimbj- предел выносливости шестерни или колеса при изгибе
σ F lim b 1=680МПа
σ F lim b 2= 680МПа
S Fmin 1,2- минимальный коэффициент запаса прочности
Согласно источнику [1, стр28]:
S Fmin 1,2=1,7
Y Nj- коэффициент долговечности, вычисляется по формуле
Y Nj
где N Flim- базовое число циклов напряжений изгиба согласно источнику[1, стр28]:
N Flim=4*106
Для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н≤350НВ q F=6
N FEj- эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса .
N FEj=μF*N∑j j=1,2
Согласно источнику [1, стр28, табл. 10]:
μF=0,038
Тогда
N FE1=2*108*0,038=0,76*106
N FE2=6,9*106*0,038=0,26*106
Вычислим коэффициент долговечности:
Y N1=
1,3
Y N2=
1,5
YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубьях
Согласно источнику [1, стр29, табл. 11]принимаем:
YA=1
Допускаемые напряжения :
МПа
МПа
2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.
где σ FSt– предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке МПа, принимаем согласно источнику [1, стр30, табл. 12]:
σ FSt= 2000МПа
S FStmin- минимальный коэффициент запаса прочности пери расчете максимальной нагрузки, вычисляется по зависимости:
S FSt min= YZ*SY
Где YZ-коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса , выбираемый согласно источнику [1, стр31, табл. 13]:
YZ=1
SY- коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр31]:
SY=1,75
S FStmin=1*1,75=1,75
Yх -коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса , выбирается согласно источнику [1, стр31, рис. 8]:
Yх=1,025
=1171 МПа
3.Расчет закрытых цилиндрических передач.
3.1.1 Геометрический расчет тихоходной передачи.
а)шестерня
-делительный диаметр :
d 1= d w= 
,
mn- модуль зацепления
mn=2,250
β-угол наклона зубьев
cosβ =cos9.069 = 0.987
Z1-число зубьев
Z1=20
d 1= d w= 
=45,6мм
-диаметр вершин зубьев:
d a1=d1+2mn
d a1=45,6+2*2,250=50,1мм
-диаметр впадин зубьев
d f1=d1-2.5mn
d f1=45.6-2,5*2,250=39,975мм
б)колесо
-делительный диаметр :
d 2= d w= 
,
Z2=59
mn=2,250
cosβ =cos9.069 = 0.987
d 2= d w= 
=134,5
-диаметр вершин зубьев:
d a2=d2+2mn
d a2=134,5+2*2,250=139мм
-диаметр впадин зубьев
d f2=d2-2.5mn
d f2=134,5-2,5*2,250=128,875мм
Похожие работы
... проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение. Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, те
... Результаты расчётов сводятся в табл.1.2 и являются исходными данными для всех следующих расчётов. Таблица 1.2 Результаты кинетического и силового расчётов привода Параметры № вала N, кВт ω рад/с М,Нм 1 16,5 102,05 161,7 2,98 47,68 2 15,7 34,24 458,5 4 3 14,9 8,56 1740 4 4 14,3 2,14 6682 1 5 13 2,4 6542 2. Расчет ...
... – КПД зубчатой цилиндрической прямозубой передачи; η3 = 0,99 – КПД пары подшипников качения, η4 = 0,8 – КПД цепной передачи Потребная мощность электродвигателя Частота вращения вала двигателя nЭ = n3 ∙ uРЕД ∙ uЦИЛ Где: – частота вращения вала конвейера; uРЕД = 16…50 – интервал передаточных чисел редуктора; uЦИЛ = 2,5…5 – интервал передаточных ...
... 12,4-14,5 мм. Назначаем dк = 25 мм. dбк ≥ 25+3 ּ 1 = 28 мм. Назначаем dбк = 28 мм. dп = 25-3 ּ 1,5 = 21,5 мм. Назначаем dп = 20 мм. dбп ≥ 20+3 ּ 1,5 = 24,5 мм. Назначаем dбп = 25 мм. 3.2.3 Проверочный расчет валов Плоскость YOZ (вертикальная). Для определения реакции Rb воспользуемся уравнением (3.4) - Fr1 ּ 28+Fa2 ּ 45+Fr2 ּ 39+Fa1 &# ...
0 комментариев