Навигация
Определение коэффициента нагрузки
36285
знаков
2
таблицы
4
изображения
3.8. Определение коэффициента нагрузки
Кн= Кнβ· Кнα· Кнυ, (3.22)
Кн= 1,02· 1· 1,05 =1,071
3.9. Проверка контактного напряжения
, (3.23)
где σH – контактное напряжение, МПа;
- межосевое расстояние, мм;
Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
КН – коэффициент нагрузки;
– передаточное число редуктора.
=383,5 МПа
Примечание 
,
Условие прочности выполнено
3.10. Действующие силы в зацеплении
Окружная 
,
(3.24)
где Ft – окружная действующая сила, Н;
Т1 – вращающий момент быстроходного вала редуктора, Н·м;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
=2756,96 Н·м
Радиальная 
,
(3.25)
где Fr – радиальная действующая сила, Н;
α – угол зацепления в нормальном сечении принимается 20°;
β – угол наклона зубьев по расчету.
=1134,9 Н·м
Осевая Fa= Ft ·tgβ, (3.26)
где Fа – осевая действующая сила, Н.
Fa= 2756,96 ·tg8°=387 Н·м
3.11 Проверка зубьев на выносливость по напряжению изгиба
,
(3.27)
где σF – выносливость зубьев, МПа;
Ft – окружная действующая сила, Н;
mn – нормальный модуль зацепления, мм.
Коэффициент нагрузки
КF= КFβ· КFυ=1,26·1,1=1,38; (3.28)
YF – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zυ
У шестерни Zυ1=Z1/Cos3β=20/0,993=20,6=20;
У колеса Zυ2=Z2/Cos3 β=71/0,993=73,17=73;
Коэффициенты YF1=4,09 и YF2=3,61;
Определение коэффициентов YВ и КF2
, (3.29)
=0,94
, (3.30)
где ε2 – коэффициент торцового перекрытия, ε2 =1,5;
n – степень точности колес.
=0,916=0,92
Допускаемое напряжение при проверке на изгиб
, (3.31)
где
допускаемое напряжение на изгиб, МПа;
- предел контакта выносливости, МПа;
- коэффициент безопасности.
Коэффициенты безопасности
=
,
По таблице 3.9.Л.1. 
=1,75 для стали 45 улучшенной;
=1,0 для штамповок и отливок.
=
=1,75
Допускаемые напряжения
для шестерни 
- формула (3.31);
для колеса 
- по формуле (3.31).
=237 МПа
=206 МПа
Определяем отношение 
/YF
для шестерни /YF1;
для колеса /YF2.
/YF1=237/4,09=57,9 МПа
/YF2=206/3,61=57 МПа
Дальнейший расчет веду для зубчатого колеса, для которого найденное отношение меньше.
Проверяем прочность зуба колеса.
,
=72,69 МПа
72,69 МПа≤206 МПа
Условие выполнено
Похожие работы
... в часах: где n1 –частота вращения ведущего вала редуктора. Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий: Fa=...H; Fr=...H; Ft=...H. Нагрузка на вал от муфты Fм=...Н. Из первого этапа компоновки: L2=...м. L3=...м. Составляем расчётную схему вала: Реакции опор: Горизонтальная плоскость Проверка: Вертикальная плоскость: Проверка: ...
... 5 установить в опоры скольжения корпуса поз.11. 7. Установить крышку поз12 и прикрутить ее винтами поз.15 и штифтами поз.20. Заключение В курсовом проекте спроектирован редуктор программного механизма. Все требования удовлетворены, и поставленные задачи выполнены. Достигнута необходимая точность работы устройства. В конструкции имеются унифицированные детали. Использованы типовые методы ...
... напряжения σэкв = 1, 3 Fр / А (109) σэкв = 1, 3 *1780, 08 / 84, 2 = 27, 48 Н/мм2 [σ] 27, 48 75 Проверить прочность стяжных винтов подшипниковых узлов быстроходного вала цилиндрического редуктора. Rу – большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного вала, Rу = 2256, 08 Н. Диаметр винта d2 = 12 мм, шаг резьбы Р = 1, 75 мм. Класс прочности 5.6 ...
... для решения данной задачи является редуктор, который представляет систему зубчатых передач выполненных в герметично закрытом корпусе. Заданием данного курсового проекта является спроектировать червячный редуктор общего назначения, предназначенный для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства. 2. Расчётная часть. 2.1. Кинематический расчёт и выбор эл. двигателя При ...
0 комментариев