Файл: Контрольная работа 3 Расчет второй ступени привода вертикального вала цепного конвейера цилиндрической зубчатой передачи Вариант 17 А.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 07.11.2023
Просмотров: 36
Скачиваний: 1
= 
= 466,5 МПа
Проверим опасность нагрузки [1] слабого звена по условию:
[ϭН] = 466,5 МПа ≤ 1,25 * 391 = 488,8 МПа
Перегруза колеса нет.
2.3 Определим [1] допускаемые напряжения изгиба, используя формулу:
[ϭF] = 
KFSKFL
для шестерни:
ϬF01 = 1,8 * HB1 = 1,8 * 263 = 473,4 МПа
для колеса:
ϬF02 = 1,8 * HB2 = 1,8 * 180 = 324 МПа
для шестерни:
[ϭF1] = 
KFSKFL = 
* 1 * 1 = 271 МПа
для колеса:
[ϭF2] = 
KFSKFL = 
* 1 * 1 = 185 МПа
2.4 Определяем [1] допускаемые напряжения при перегрузках:
для колеса по контактным напряжениям
[ϭH]max2 = 2,8 * ϭT2 = 2,8 * 270 = 756 МПа
для шестерни и колеса по изгибающим напряжениям
[ϭF]max1 = 0,8 * ϭT1 = 0,8 * 580 = 464 МПа
[ϭF]max2 = 0,8 * ϭT2 = 0,8 * 270 = 216 МПа
2.5 Определяем [1] вращающие моменты на колесе и на шестерне:
вращающий момент на колесе
Т3 = 
= 
= 2676,3 Н * м
вращающий момент на шестерне
Т2 = 
= 
= 819,96 Н * м
2.6 Определим диаметр шестерни [1]
d1 = Kd 
* 
= 680 
* 
= 116,8 мм
Предварительно принимаем d1 = 118 мм
2.7 Рассчитываем геометрические параметры колес:
рабочая ширина колеса
bω = ψbd * d1 = 1 * 118 = 118 мм
торцевой модуль
mt = 
= 
= 3,9 мм
принимаем mn = 4 мм
Угол наклона зубьев найдем из условия обеспечения плавности:
sinβ = = = 0,2; β = 13º1'Уточняем величину торцевого модуля mt = = = 4,1 ммЧисло зубьев шестерниz1 = = = 28,78Принимаем z1 = 29 > zmin = 17.Тогда число зубьев колеса z2 = z1u = 27 * 3,4 = 96,8Принимаем z2 = 99Уточняем размеры диаметров делительных окружностейd1 = mt * z1 = 4,1 * 29 = 118,9 ммd2 = mt * z2 = 4,1 * 99 = 405,9 мми межосевого расстоянияaω = = = 262,4 ммПринимаем aω = 263 мм и определяем окончательные геометрические параметры:шестерниdω1 = d1 = 118,9 ммda1 = d1 + 2mn = 118,9 + 2 * 4 = 126,9 ммdf1 = d1 – 2,5mn = 118,9 – 2,5 * 4 = 108,9 ммbω1 = bω + 4 = 118 + 4 = 122 ммколесаdω2 = d2 = 405,9 ммda2 = d2 + 2mn = 405,9 + 2 * 4 = 413,9 ммdf2 = d2 – 2,5mn = 405,9 – 2,5 * 4 = 395,9 ммbω2 = bω = 118 мм2.8 Проверим зубчатую передачу на выносливость от действия контактных напряжений. Уточним величину коэффициента динамической нагрузки [1]. Для этого рассчитаем окружную скорость в зацепленииυ = = = 18,3 м/сОкружное усилие в зацеплении Ft = = = 13792,4 HУдельная расчетная окружная сила ωHt = KHβKHVKHα = * 1,04 * 1,2 * 1,06 = 154,6 H/ммОпределим [2] величину действующих нормальных контактных напряжений
ϬH = zHzMzε
= 1,72 * 271 * 077 = 456,6 < [ϬH] = 466,5 МПаГде ZH = = = 1,72ZM = = = 271 H/ммzε = = = 0,77Коэффициент торцевого перекрытия определим по формулеεa = [ 1,88 – 3,2( + )] cosβ = [1,88 – 3,2 ( + )] 0,97437 = 1,69Так как действующие напряжения не превышают допустимые, то условие прочности по контактной усталости можно считать выполненным.2.9 Произведем проверочный расчет зацепления по напряжениям изгиба [2] Используя формулуϬF = YFYεYβ
Эквивалентное число зубьевшестерниzv1 = = = 31колесаzv2 = = = 107По графику YF1 = 3,81; YF2 = 3,6Определим слабое звено, по которому следует проверить прочность зуба. Рассчитаем отношение [ϭН]/ YF:для шестерни = = 71,5 МПадля колеса = = 51,5 МПаМеньшая величина отношения у колеса, поэтому проверку производим для зуба колеса.Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Yε = 1 [2].Коэффициент, учитывающий наклон зубьев Y
β = 1- = 0,91.Удельная расчетная окружная силаωFt = KFβKFυKHα = * 1,22 * 1,1 * 1,06 = 166,27 H/ммϭF2 = YF2YεYβ
= 3,6 * 1 * 0,91 = 136,18 МПа < [ϭF2] = 185 МПа2.10 Проверим прочность зубьев при перегрузках:по контактным напряжениямϭHmax = ϭH = 542 МПа < [ϭН] = 756 МПаСтатическая прочность зуба колеса по контактным напряжениям при перегрузках обеспеченапо напряжениям изгиба ϬFmax = ϭF2 = 131,8 * 1,4 = 184,52 МПа < [ϭF] = 216 МПа.