- •Содержание
- •Введение
- •1. Проектирование привода лебедки
- •1.4. Подбор электродвигателя
- •2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора
- •3. Геометрический расчет передач редуктора
- •4. Кинематический расчет редуктора
- •5. Статическое исследование редуктора
- •6. Конструирование валов редуктора
- •7. Предварительный подбор подшипников
- •8. Проверка зубьев на прочность
- •8.2. Расчет допускаемых изгибных напряжений
- •8.3. Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям
- •8.4. Расчет прочности зубьев по изгибным напряжениям
- •9. Проверочный расчет промежуточного вала
- •Плоскость zox.
- •10. Проверочный расчет подшипников промежуточного вала
- •11. Расчет на усталостную прочность
- •12. Расчет шпонок
- •12. Конструирование элементов редуктора
- •13. Манжетные уплотнения
- •14. Выбор смазочных материалов
- •Список использованной литературы
- •ПрИложение Эскизы стандартных изделий
7. Предварительный подбор подшипников
Быстроходный и промежуточный валы. По диаметру dП = 40 мм назначаем – шариковые радиальные подшипники легкой серии № 208 (С = 32,0 кН; С0 = 17,8 кН) ГОСТ 8338-75.
Тихоходный вал. По диаметру dП = 65 мм назначаем – шариковые радиальные подшипники легкой серии № 213 (С = 56,0 кН; С0 = 34,0 кН) ГОСТ 8338-75.
8. Проверка зубьев на прочность
Выбор материала.
Для шестерни:
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Термообработка – закалка ТВЧ
Твердость поверхности 45…55 HRC
Для колеса:
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71
Термообработка – улучшение
Твердость 260…280 HB
8.1 Расчет допускаемых контактных напряжений
а) для шестерни
Коэффициент безопасности
SH = 1,2 при закалке
Hlim 1 = 17HRC + 200 = 1750 +200 = 1050 МПа
Коэффициент долговечности
- базовое число циклов пр. усталости
По рисунку 8.40 [1]
Время работы t = 12000 часов
Число циклов нагружения за срок работы
Эквивалентное число нагружений
Коэффициент долговечности
Принимаем ZN1 = 1.
Допускаемое контактное напряжение
б) для колеса
Коэффициент безопасности
SH = 1,1 при однородной структуре зуба
Hlim 2 = 2HB + 70 = 2270 +70 = 610 МПа
Коэффициент долговечности
- базовое число циклов пр. усталости
По рисунку 8.40 [1]
Время работы t = 12000 часов
Число циклов нагружения за срок работы
Эквивалентное число нагружений
Коэффициент долговечности
Допускаемое контактное напряжение
Допускаемое контактное напряжение передачи
8.2. Расчет допускаемых изгибных напряжений
а) для шестерни
,
где - предел выносливости при изгибе
YN - коэффициент долговечности
YA - коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки
SF - коэффициент безопасности
SF = 1,75 (улучшение)
YA = 1 (нереверсивная нагрузка)
F lim1 = 900 МПа
,
где NFG - базовое число циклов
NFE - эквивалентное число циклов нагружения
- для сталей
Число циклов нагружения за срок работы
Эквивалентное число циклов нагружения
Коэффициент долговечности
Принимаем YN1 = 1,0.
Допускаемое изгибное напряжение для шестерни
б) для колеса
,
где - предел выносливости при изгибе
YN - коэффициент долговечности
YA - коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки
SF - коэффициент безопасности
SF = 1,75 (улучшение)
YA = 1 (нереверсивная нагрузка)
F lim2 = 1,8HB2 = 1,8 270 = 486 МПа
,
где NFG - базовое число циклов
NFE - эквивалентное число циклов нагружения
- для сталей
Число циклов нагружения за срок работы
Эквивалентное число циклов нагружения
Коэффициент долговечности
Принимаем YN2 = 1,0.
Допускаемое изгибное напряжение для колеса
8.3. Расчет прочности зубьев по контактным напряжениям
Контактное напряжение в передаче
По степени точности 8 [1] скорости передачи
м/с,
определим коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
KH =1,07.
Коэффициент динамичности
KHV =1,02.
Коэффициент перекрытия
.
Приведенный модуль упругости зубчатой пары
Тогда коэффициент повышения прочности
Найдем коэффициент концентрации нагрузки (KH) по длине контактных линий
,
Условие прочности выполнено.