Разбивка общего передаточного отношения передаточного механизма привода по его ступеням
Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес быстроходной передачи
Проектный и проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач 2-й ступени редуктора
Коэффициент ZМ, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, принимают [1] в зависимости от материалов
Проектный и проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач 1-й ступени редуктора
− окружное усилие, действующее в зубчатом зацеплении, Н
Проектный расчет валов, выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора
Расчетная схема валов редуктора (определение реакции и построение эпюр)
Проверочный расчет подшипников
Проверочный расчет шпоночных соединений
Навигация
Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес быстроходной передачи
Привод цепного транспортера
43160
знаков
4
таблицы
17
изображений
2.2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес быстроходной передачи
Номинальная частота вращения ведущей шестерни n1 = 700 мин-1.
Номинальная частота вращения ведомого колеса n2 = 140 мин-1.
Срок службы передачи (лет): 5 лет.
Расчёт допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке представлен в таблице №2.2.
Таблица 2.2
| Наименование, указание | Обозначение, расчётная формула, вычисление, принимаемое значение | |||||||
| шестерня | колесо | |||||||
| 1 Вариант материалов и термической обработки зубьев | 1 | 1 | ||||||
| 2 Марка стали | 40ХН ГОСТ 4543–71 | 45 ГОСТ 1050–88 | ||||||
| 3 Термическая или химико-термическая обработка зубьев | Улучшение | улучшение | ||||||
| 4 Предполагаемый размер S заготовки не более, мм | 100 | 100 | ||||||
| 5 Способ получения заготовки | Прокат круглый | Поковка | ||||||
| 6 Механические характеристики материалов (по данным таблицы 2): твёрдость сердцевины, твёрдость поверхности зуба, предел текучести | 230…300 НВ 230…300 НВ 600 | 192…240 НВ 192…240 НВ 450 | ||||||
| 7 Наиболее вероятная (средняя) твёрдость сердцевины |
|
| ||||||
| 8 Наиболее вероятная (средняя) твёрдость поверхности |
|
| ||||||
| 9 Предел контактной выносливости материала, МПа |
|
| ||||||
| 10 Базовое число циклов нагружения при расчёте по контактным напряжениям |
|
| ||||||
| 11 Суммарное машинное время работы (ресурс) передачи, часов |
| |||||||
| 12 Фактическое число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса за заданный ресурс передачи |
| |||||||
| 13 Коэффициент эквивалентности при расчёте по контактным напряжениям |
| |||||||
| 14 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям |
|
| ||||||
| 15 Коэффициент долговечности материалов шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям | Поскольку эквивалентные числа циклов перемены напряжений NHE1 и NHE2 больше соответствующих базовых значений NHG1 и NHG2, что указывает на работу материалов в зоне длительного предела выносливости, поэтому
| |||||||
| 16 Коэффициенты запаса прочности при расчёте по контактным напряжениям | При вероятности разрушения Р(t) = 0,98 имеем: SH1=1,1 SH2=1,1 | |||||||
| 17 Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев, МПа |
|
| ||||||
| 18 Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, МПа | С учётом указаний к формулам (16)… (18) для 1-го варианта термической обработки шестерни и колеса принимаем | |||||||
| 19 Максимальное допускаемое контактное напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа |
|
| ||||||
| 20 Предел изгибной выносливости материалов, МПа |
|
| ||||||
| 21 Коэффициент, учитывающий влияние способа получения заготовки |
|
| ||||||
| 22 Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между смежными зубьями на их изгибную выносливость | При окончательной механической обработке зубьев – шлифование рабочей и переходной поверхностей зубьев имеем:
| |||||||
| 23 Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения | Поскольку передача непрерывная, принимаем | |||||||
| 24 Коэффициент эквивалентности при расчете по напряжениям изгиба |
| |||||||
| 25 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба |
| |||||||
| 26 Коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба | Поскольку в рассматриваемом материале
то в последующих расчётах с учётом ограничений (26) принимаем минимальное значение коэффициента долговечности, т.е.
| |||||||
| 27 Коэффициент запаса прочности при расчете по напряжениям изгиба | При вероятности разрушения Р(t) = 0,98 SF1 = 1,75 SF2 = 1,75 | |||||||
| 28 Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса при расчете на выносливость, Мпа |
| |||||||
| 29 Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев шестерни и колеса при кратковременных перегрузках, МПа |
|
| ||||||
| Итоговые результаты определения допускаемых напряжений для зубчатой передачи | ||||||||
| Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, Мпа |
| |||||||
| Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость, МПа |
|
| ||||||
| Максимальные контактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа |
|
| ||||||
| Максимальные допускаемые напряжения изгиба при проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа |
|
| ||||||
=424,4
245
Похожие работы
... Uоб =40,3 2. Кинематический расчет привода 2.1 Общее передаточное число привода 2.2 Частоты вращения Что соответствует задачи 3. Силовой расчет 3.1 Находим рассчитанную мощность привода, как можно наибольшую размерную величину а) б) 3.2 Определяем мощность на валах 3.3 Определяем моменты на валах 3.4 Данные сводим в таблицу № вала ni мин-1 ...
расчете учитываем к.п.д. привода, частоту вращения, мощность двигателя, крутящий момент на тихоходном валу. В зависимости крутящего момента и диаметра вала из справочника выбираем подходящую муфту. Для дальнейшей разработки и изготовления редуктора необходимо наглядное представление о нем. Для этого чертятся чертежи, по которым можно точно определить месторасположения каждой детали. По ...
... М1 и М2; =0,99 - коэффициент полезного действия подшипников. Частота вращения на валах определяется по формулам: Где - частоты вращения на I, II, III валах привода, об/мин =1430 об/мин - частоты вращения вала электродвигателя; - передаточное отношение редуктора. Момент на валах определяется по формулам: где - моменты на I, II, III валах , Нм Номер вала P, кВт n, об/мин Т, ...
... зубчатой с шарниром скольжения (16) где ν - число рядов роликовой или втулочной цепи; φt=B/t - коэффициент ширины цепи; для зубчатых цепей φt=2…8. 7. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРА 1. Учитывая небольшую передаваемую мощность N1 при средней угловой скорости малой звездочки, принимаем для передачи однорядную роликовую цепь. 2. ...
0 комментариев