Курсовая работа: Расчёт для привода

N_{HE 1} =60∙58,2∙12000∙0,546=2,24∙10⁷

N_{H Е2} =60∙14,9∙12000∙0,546=0,57∙10⁷

Тогда KHL=1,

S_n – коэффициент безопасности = 1,1

G_{HP 1} =0,9∙650∙1/1,1=515 мПа; G_{HP 2} =0,9∙570∙1,26/1,1=588 мПа;

G_HP =0,45 (G_{HP 1} +G_{HP 2} )=0,45(515² +588)^1,1 =496 мПа

6.1.2 Допускаемые напряжения при расчетах на установл. изгиб

G=p=0,4G^{0 F} ∙limo=KFl₁ , где GFlimo=предел выносливости зубьев при изгибе

G⁰ =limb=1,8HB

G⁰ =limb^k =1,8∙280=504 мПа

G⁰ =limb₂ =1,8∙250=1150 мПа

NF₀ – базовое число циклов перемены направлений = 4∙10⁶

K^F _L – коэффициент долговечности

N_FE =60∙n∙h₀ ∙Σ^k m:^b t – эквивалентное число циклов

Σ^k m:^b t=1⁶ ∙0,2ⁱ +0,8=0,65∙0,45⁶ ∙0,15=0,37

N_{FE 1} =60∙58,2∙12000∙0,37=1,54∙10⁷

N_{FE 2} =60∙14,9∙12000∙0,37=0,38∙10⁷

KHL=1;

G_{FP 1} =0,4∙504∙1=201 мПа

G_{FP 2} =0,4∙450∙1,01=181 мПа

Предельные допустимые напряжения изгиба

G_F limH₁ =4,8∙250=1200 мПа

G_F limH₂ =0,9(1344/1,75)=691 мПа

G_F pH₂ =0,9(1200/1,75)=675 мПа

7 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные:

Крутящий момент на валу шестерни Т₁ =Т₂ /2=1414/2=707 мм

Частота вращения шестерни п₁ =58,2мин^-1

Придаточное число U=4

Угол наклона зубьев β=20⁰

Относительная ширина зубчатого венца ψb_d =0,7