![]() КАТЕГОРИИ:
АстрономияБиологияГеографияДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника
|
Окружная сила
где Т1 = 121 ·103 Н·мм – вращающий момент на ведущем валу редуктора [см. формулу (2. 10)]; d1 = 66,67 мм – делительный диаметр шестерни [см. формулу (2.21 тогда
Радиальная сила:
где Ft = 3630 Н – окружная сила [см. формулу (2.33)]; tg α = tg 20° = 0,36 (α – угол зацепления по ГОСТ 13755-81); cosβ= 0,975 – косинус угла наклона зубьев [см. формулу (2.20)], тогда
Осевая сила: Fα = Ft·tgβ, (2.35) где tg β = tg 12 ° 50 / = 0,221 – тангенс угла наклона зубьев [см. формулу (2.20)]; Ft = 3630 Н – окружная сила [см. формулу (2.33)], тогда Fα = 3630 · 0,221 ≈ 802 Н. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле
где Ft = 3630 Н – окружная сила [см. формулу (2.33)]; b2 = 80 мм – ширина колеса [см. формулу (2.27)]; mn = 2,5 мм – нормальный модуль зацепления [см. формулу (2.17)]; КF = KFβ·KFυ – коэффициент нагрузки.
Таблица 2.10 Значения коэффициента КFB при HВ <350
Значение ψbd = 1,275 не совпадает с табличными значениями, поэтому для отыскания соответствующего ему значения КFβ применили формулу линейной интерполяции:
где ψbd1 = 1,2 ; ψbd2= 1,4 ; КFβ1 = 1,3 ; КFβ2 = 1,38 .
КFV – это коэффициент динамичности, выбираем по табл. 2.11, учитывая степень точности 8, твердость рабочей поверхности зубьев НВ≤350 и окружную скорость V = 3,4 м/с, получим КFV= 1,3 . Таким образом, КF = 1,33 · 1,3 ≈ 1,73 . Таблица 2.11
Для шестерни
где Z1 = 26 – число зубьев шестерни [см. формулу (2.18)]; cosβ = 0,975 – косинус угла наклона зубьев [см. формулу (2.20)], тогда
Для колеса
где Z2 = 130 – число зубьев шестерни [см. формулу (2.19)]; cosβ = 0,975 – косинус угла наклона зубьев [см. формулу (2.20)], тогда
Таблица 2.12
Для шестерни число зубьев ZV1= 28 не совпадает с табличным значением, поэтому применим формулу линейной интерполяции
где
Для колеса: при ZV2= 140; YF2= 3,6.
Допускаемое напряжение находим по формуле
где [SF] – коэффициент безопасности. Таблица 2.13
Предел выносливости: для шестерни
где НВ1= 230 – твердость материала (см. табл. 2.4), тогда
для колеса
где НВ2 = 200 – твердость материала (см. табл. 2.4), тогда
Коэффициент безопасности
где
Для шестерни
где [SF]=1,75 – коэффициент безопасности [см. формулу (2.42)]; тогда Для колеса
где [SF] = 1,75 – коэффициент безопасности [см. формулу (2.42)], тогда
Проверку на изгибную выносливостьпроводим для того зубчатого колеса, для которого отношение Для шестерни
где YF1 =3,84 – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев (см. табл. 2.12), тогда
Для колеса YF2 =3,60 – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев (см. табл. 2.12),тогда Мы видим, что 62 МПа >57,2 МПа, таким образом, Следовательно, дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, т.к. вычисленное для него отношение меньше, чем для шестерни. Таким образом, берем YF = 3,6 (см. табл. 2.12). Определяем коэффициент Yβ.Он введен для компенсации погрешности той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямого зуба
Определяем коэффициент
n = 8 – степень точности зубчатых колес, тогда
Проверяем прочность зуба колеса по формуле где Ft = 3630 Н – окружная сила [см. формулу (2.33)]; b2 = 80 мм – ширина колеса [см. формулу (2.27)]; mn = 2,5 мм – нормальный модуль зацепления [см. формулу (2.17)]; КF = 1,73 – коэффициент нагрузки; YF = YF2 = 3,6 – коэффициент, учитывающий форму зуба(см.таблицу 2.12);
Yβ = 0,916 – компенсирует погрешности расчетной схемы зуба(см. формула 2.48);
[σF] = 206 МПа – допускаемое напряжение для колеса [см. формулу (2. 44)], тогда
|