![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •1. Расчет рабочего органа машины 6
- •1. Расчет рабочего органа машины
- •1.1 Определение диаметра грузового каната
- •1.2 Определение диаметра барабана
- •1.3 Определение крутящего момента и частоты вращения барабана
- •2. Выбор электродвигателя
- •2.1 Определение потребной мощности для подъема груза
- •2.2 Определение диапазона частот вращения вала электродвигателя
- •4. Анализ полученных данных и выбор оптимальной компоновки редуктора
- •5.Графическое оформление результатов по оптимальному варианту
- •5.1 Геометрический расчет передач редуктора
- •5.2 Конструирование валов редуктора
- •6 Выбор подшипников качения для валов редуктора
- •7 Кинематический расчет редуктора
- •9.2 Расчет допускаемых контактных напряжений
- •9.2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений быстроходной передачи
- •9.2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений тиходной передачи
- •9.3 Проверочный расчеты передач
- •9.3.1 Расчет рабочих напряжений быстроходной передачи.
- •9.3.2. Расчет рабочих напряжений тихоходной передачи
- •9.3.3 Проверка прочности по контактным и изгибным напряжениям быстроходной передачи
- •Список использованных источников
9.2 Расчет допускаемых контактных напряжений
9.2.1 Расчет допускаемых контактных напряжений быстроходной передачи
Допускаемое контактное напряжение определяется как
,
где [H]1Б - допускаемое контактное напряжение на шестерне;
[H]2Б - допускаемое контактное напряжение на колесе.
,
,
,
где NHG - предел контактной выносливости;
Учитывая,
что 34 HRC≈340HB
-
базовое число циклов нагружения [7, рис
8,40].
,
где n - частота вращения быстроходного вала, n1Б = 950 мин-1;
с - число зацеплений зуба шестерни за один оборот, с = 1.
–коэффициент
эквивалентности, зависящий от режима
нагрузки. Для II режима нагрузки F
= 0,25 [2, табл.8.9].
,
примем
.
Коэффициент безопасности для закалки равен SH = 1,2.
.
Проводим аналогичные расчеты для колеса быстроходной передачи.
,
,
,
,
Учитывая,
что 39HRC≈390HB
-
базовое число циклов нагружения [7, рис
8,40].
,
где n - частота вращения промежуточного вала, n2Б =178.57 мин-1.
с - число зацеплений зуба шестерни за один оборот, с = 1.
–коэффициент
эквивалентности, зависящий от режима
нагрузки. Для II режима нагрузки F
= 0,25
[2, табл.8.9].
,
.
принимаем ZN2Б = 1,.
Коэффициент безопасности для закалки равен SH = 1,2.
,
.
Допускаемые изгибные напряжения определяются по формуле:
,
где Flim - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба,
Flim1Б = 550МПа,
Flim2Б =550 МПа.
SF - коэффициент безопасности, SF=1,75;
YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, для односторонней нагрузки YA = 1;
YN - коэффициент долговечности.
,
где NFG – базовое число циклов, для сталей NFG = 4·106;
NFE - эквивалентное число циклов нагружения.
,
где F - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагрузки. Для II режима нагрузки и улучшения F = 0,143 [2, табл.8.9].
,
,
YN1Б и YN2Б назначаем равным единице, YN1Б = 1, YN2Б = 1.
,
9.2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений тиходной передачи
Допускаемое контактное напряжение определяется как
,
где [H]1Т - допускаемое контактное напряжение на шестерне;
[H]2Т - допускаемое контактное напряжение на колесе.
,
,
,
,
Учитывая,
что 42HRC≈420HB
-
базовое число циклов нагружения [7, рис
8,40].
,
где n - частота вращения промежуточного вала, n2Б =178.57 мин-1.
с - число зацеплений зуба шестерни за один оборот, с = 1.
–коэффициент
эквивалентности, зависящий от режима
нагрузки. Для II режима нагрузки F
= 0,25 [2, табл.8.9].
,
.
Коэффициент безопасности для закалки равен SH = 1,2.
.
Проводим аналогичные расчеты для колеса тихоходной передачи.
,
,
,
,
Учитывая,
что 42HRC≈420HB
-
базовое число циклов нагружения [7, рис
8,40].
,
где n - частота вращения тихоходного вала.
,
где n - частота вращения промежуточного вала, n2Т =33.57 мин-1.
с - число зацеплений зуба шестерни за один оборот, с = 1.
–коэффициент
эквивалентности, зависящий от режима
нагрузки. Для II режима нагрузки F
= 0,25 [2, табл.8.9].
.
Коэффициент безопасности для закалки равен SH = 1,2.
,
.
Допускаемые изгибные напряжения определяются по формуле:
,
где Flim - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба для объемной закалки Flim = 550 ,
Flim1Т = 550 МПа;
Flim2Т =550 МПа.
SF - коэффициент безопасности, SF = 1,75;
YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, для односторонней нагрузки YA = 1;
YN - коэффициент долговечности.
,
где NFG - предел изгибной выносливости, для сталей NFG = 4·106;
NFE - эквивалентное число циклов нагружения.
,
где F - коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагрузки. Для II режима нагрузки и улучшения F = 0,143 [2, табл. 8.9].
,
,
,
,
,
.