- •3.2 Уточнение передаточных чисел привода.
- •3.3 Определение угловых скоростей и вращающих моментов на каждом валу.
- •4. Силовой и прочностной расчет открытой передачи, определение ее основных параметров.
- •4.1 Проектный расчет.
- •4.2 Проверочный расчет.
- •5. Силовой и прочностной расчет зубчатых колес редуктора, определение их основных параметров.
- •5.1 Выбор материала колес редуктора.
- •5.3 Расчет быстроходной ступени.
- •5.4 Расчет тихоходной ступени.
- •6. Предварительный расчет валов.
- •6.1 Расчет диаметров ведущего вала.
- •6.2 Расчет диаметров промежуточного вала.
- •6.3 Расчет диаметров ведомого вала.
- •6.4 Первый этап компоновки редуктора
- •6.5 Определение длин валов
- •7. Уточненный расчет валов
- •7.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
- •8. Проверка долговечности подшипников.
- •8.1 Расчет подшипников ведущего вала.
- •8.2 Расчет подшипников промежуточного вала.
4.2 Проверочный расчет.
18. Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви max, Н/мм2:
max = 1 . и . V []P /2/ c.81
- напряжение растяжения в клиновом ремне
А = 138мм2 – площадь сечения табл. К31 /2/ с.418
- напряжение изгиба в клиновом ремне
Еи = 90Н/мм2 – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней /2/ с.81
h = 10,5мм – высота сечения клинового ремня табл. К31 /2/ с.418
V = . V2 . 10-6 – напряжение от центробежных сил
= 1300кг/мм3 – плотность материала ремня /2/ с.81
V = 1300 . (10,)2 . 10-6 = 0,146Н/мм2
[]P = 10Н/мм2 – допускаемое напряжение растяжения
max = 1,99 + 6,75 + 0,146 []P
8,88 < 10 – что удовлетворяет прочности ремня по максимальным напряжениям.
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
Тип ремня |
Клиновой |
Частота пробегов ремня U 1/c |
8,48 |
Сечение ремня |
Б |
Диаметр ведущего шкива d1 , мм |
125 |
Количество ремней |
4 |
Диаметр ведомого шкива d2, мм |
280 |
Межосевое расстояние, а |
241,5 |
Максимум напряжения σmax, Н/мм2 |
8,88 |
Длина ремня |
1250 |
Предварит. натяж .ремня F0, Н/мм |
170,47 |
Угол обхвата малого шкива α1, град. |
152,17 |
Сила давления ремня на вал Fоп, Н |
1,324 |
5. Силовой и прочностной расчет зубчатых колес редуктора, определение их основных параметров.
5.1 Выбор материала колес редуктора.
Для колес тихоходной и быстроходной передач выбираю материал сталь 40ХН.
Для шестерни передач выбираю термическую обработку - улучшение с твердостью , и .
Для колеса передач выбираю термическую обработку – улучшение с твердостью , и .
Твердость материалов шестерен и колес выбирается
из табл.3.2 /2/ с.53
5.2 Определение допускаемых контактных напряжений.
а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса по формулам и /2/ с.51
где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, млн. циклов и
млн. циклов
из табл.3.3 /2/ с.51
- число циклов перемены напряжений за весь срок службы
, где - частота вращения вала, Lh – срок службы привода
циклов
циклов
, значит /2. с.51
, значит /2/ с.51
б) По табл. 3.1 определить допускаемое контактное напряжение , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0.
в) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестернии колеса .
Определяем допускаемое напряжение изгиба
а) Рассчитываем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса.
, где = 4*106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей.
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
N1 = 1412409560
N2 = 313859306, 9
N1 > NF0
241565277 > 4*106 KFL1=1
N2 > NF0
85359269 > 4*106 KFL2=1
б) Допускаемое напряжение изгиба []F0, соответсвующее пределу изгибной выносливости при числе цикловперемены напряжений NF0 (по табл. 3.1 (2) с. 49).
[]F01 = 1,03*HBср = 1,03*285,5 = 294, 07 Н/мм2
[]F02 = 1,03*HBср = 1,03*248,5 = 255, 96 Н/мм2
в) Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни[]F1 и колеса []F2.
[]F1 = KFL1*[]F01 = 1*294,07 = 294, 07 Н/мм2
[]F2 = KFL2*[]F01 = 1*255,96 = 255,96 Н/мм2