Архитектура Аудит Военная наука Иностранные языки Медицина Металлургия Метрология
Образование Политология Производство Психология Стандартизация Технологии


Определение допускаемых контактных напряжений.



Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

 

 

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

Расчетное число циклов для постоянного режима работы находим по формуле:

.

 

Определяем ресурс работы передачи по формуле:

Принимаем для конической передачи . Зубчатые колеса изготавливаются из стали 40Х. При этом твердость поверхности HB=260; HRC=26; HV=500.

Предел контактной выносливости поверхности зуба для азотирования равен:

Коэффициент безопасности

Базовое число циклов нагружений вычисляем по формуле:

 

Рассчитаем число циклов для первой и второй ступени

 

Расчетное число циклов для шестерни:

Расчетное число циклов для колеса:

Коэффициент долговечности для шестерни:

 

Принимаем

 

Коэффициент долговечности для колеса:

 

 

Принимаем

 

Допускаемые контактные напряжения для шестерни:

Допускаемые контактные напряжения для колеса:

 

В качестве допускаемых напряжений для передачи принимаем наименьшее значение

 

2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба.

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:

Для одностороннего нагружения зуба принимаем .

 

 

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

 

Расчетное число циклов для постоянного режима работы находим по формуле:

Базовый предел выносливости по изгибу вычисляем по формуле:

.

 

Коэффициент безопасности

 

Базовое число циклов нагружений будет

 

Расчетное число циклов нагружений для шестерни:

Расчетное число циклов нагружений для колеса:

 

Коэффициент долговечности для шестерни:

Принимаем

 

Коэффициент долговечности для колеса:

Так как реверсивная передача, принимаем

 

Допускаемые напряжения для шестерни и колеса:

Определение основных габаритов передачи для второй ступени.

Определяем межосевое расстояние:

 

Принимаем:

dw1 =25,2

 

 

Определяем рабочую ширину венца:

Определяем модуль:

Округляем модуль до ближайшего значения по ГОСТу:

принимаем

 

Определяем число зубьев для шестерни:

Принимаем

принимаем = 4,26.

 

 

Фактическое передаточное число:

 

Расчет геометрических параметров зубчатой передачи.

 

Определяем межосевое расстояние.

Округляем значение до ближайшего значения по ГОСТу:

 

 

 

Расчет на прочность.

Исходные данные:

 

 

Принимаем:

Находим скорость:

Принимаем:

Таким образом,

 

Коэффициент перекрытия рассчитывается по формуле:

 

Проверка контактной прочности передач.

 

Алгоритм проверки изгибной прочности передачи.

 

Расчет винтовой передачи.

 

Частота вращения на входе 1000 об/мин

Время перемещения винта на длину рабочего хода 16 с

Шаг резьбы 1,5 мм

Осевое усилие винта 7,5 кН

Длина хода винта 260 мм

Резьба трапецеидальная

Материал винта 40Х

Материал гайки Бр06Ц6С3

 

Расчет винтовой передачи см. Приложение B.

 

 

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ И ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Для полного расчета вала на прочность, необходимо знать изгибающие и крутящие моменты, действующие на вал. В данный момент расчета неизвестны изгибающие моменты. Для приближенного расчета валов считаем, что они нагружены только крутящими моментами. При этом допускаемые напряжения кручения принимаем заниженными.

 

Исходя их условия прочности вала только на кручение:

 

Примем

Примем для промежуточного вала

Примем для выходного вала

 

Тогда:

Принимаем: =10 мм

Принимаем:

Принимаем диаметры валов из условий установки подшипников качения:

 

Опоры входного вала-шестерни нагружены осевой и радиальной силой. Устанавливаем подшипники радиально-упорные однорядные №36200 для входного вала:

Устанавливаем для выходного вала радиально-упорные однорядные подшипники №66202К.

 

 

Расчет валов на прочность и расчет подшипников на долговечность.

Расчет входного вала

Выбираем подшипники радиально-упорные однорядные серии №36200 Из справочника:

dI =20мм

D = 30мм

B =9 мм

r1=0,3мм

С=5040Н

С0=2343Н

Согласно рисунку 1составляем расчетную схему. Получим: Fr = 42Н, Ft =122Н Fa=12Н

Для уравнения моментов по оси х:

= 214Н

= 92Н

Для уравнения моментов по оси y:

=38Н

=80Н

RA= + =100Н

RB= + =228Н

Рассчитаем подшипники на долговечность.

При осевой нагрузке менее 10% от грузоподъемности подшипника ее можно не учитывать

= 52400 часа

 

 

Рисунок 1 Эпюры моментов для входного вала

 

Расчет выходного вала

Выбираем подшипники радиально-упорные однорядные серии №66202К Из справочника:

dI I=15мм

D = 35мм

B =11 мм

r1=0,6мм

С=18000Н

С0=3154Н

Согласно рисунку 2 составляем расчетную схему. Получим: Fr = 42Н, Ft =122Н Fa=12Н Fa1=7,500Н

Для уравнения моментов по оси х:

= 49Н

= 73Н

Для уравнения моментов по оси y:

=29Н

=13Н

RA= + =79Н

RB= + =51Н






Читайте также:

  1. G) определение путей эффективного вложения капитала, оценка степени рационального его использования
  2. I этап. Определение стратегических целей компании и выбор структуры управления
  3. I. ОПРЕДЕЛЕНИЕ И ПРОБЛЕМЫ МЕТОДА
  4. III. Определение посевных площадей и валовых сборов продукции
  5. VII. Определение затрат и исчисление себестоимости продукции растениеводства
  6. X. Определение суммы обеспечения при проведении исследования проб или образцов товаров, подробной технической документации или проведения экспертизы
  7. Анализ платежеспособности и финансовой устойчивости торговой организации, определение критериев неплатежеспособности
  8. Анализ показателей качества и определение полиграфического исполнения изделия
  9. Б.1. Определение психофизиологии.
  10. Безопасность работы при монтаже конструкций. Опасные зоны при подъеме грузов. Определение габаритов опасных зон.
  11. ВЗВЕШИВАНИЕ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ МАССЫ ТЕЛА
  12. Виды рекламной стратегии. Определение эффективности рекламы.


Последнее изменение этой страницы: 2016-06-05; Просмотров: 28; Нарушение авторского права страницы


lektsia.com 2007 - 2017 год. Все права принадлежат их авторам! (0.131 с.) Главная | Обратная связь