з v з де єа-коефіцієнт торцевого перекриття прямозубої циліндричної передачі (формула (3.24)):
80=1,88 - 3,21 — + — І = 1,88 - 3,2| — + —) = 1,766.
{Z, Z2J{35 Ш)
4). Кна-коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями. Для прямозубих передач КНа=1 (табл.3.8).
5), Визначаємо фактичний коефіцієнт ширини колеса за початковим діаметром
ЧРМ=А = Л = 0,971 dx87,5
За графіком (рис.3.3, крива 5) при Ні<350НВ] та Нг^ЗОНВг методом інтерполяції уточнюємо коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця. Беремо Кнр^1,068.
6). Коефіцієнт динамічного навантаження Khv знаходимо методом інтерполяції для 9го ступеня точності прямозубої передачі (табл.3.7). При твердості поверхні зубців Ні^ЗЗОНВід і коловій швидкості V=l,84 м/с коефіцієнт Кн\г=1.09.
7). Уточнюємо величину допустимого контактного напруження. Оскільки (V=l,84 м/с)<5 м/с, то Zv-1, а [а]н=[аГн=469 Мпа.
8). Виконуємо перевірний розрахунок:
іпл олпс по« /2^955• 103 * 1,068~1,09• 1(4,028 +1) ^ _' ,7 г 1 ^.^ air 190• 2,495*0,863А------------------- ^------ ^——-^ = 421Ж7а < сгL = 469М7а
V 352,52-85 L J
9). Оцінюємо недовантаження (формула (3.27)) , ?
А = Ин7а^'іоо% = -469~42-іоо°/о
= іо?23%>5%
М* 469
Для економії матеріалу зменшуємо ширину вінця колеса (формула 3*28).
віА T^f-1 b2 = f—1 85 = 68,5 лш. U ?
u<4j 2 U69J
Одержане значення округляємо до найближчого стандартного (табл.3.5). Приймаємо 62=71 мм. 10). Визначаємо фактичний коефіцієнт ширини вінця колеса за початковим діаметром
dx87,5 Уточнюємо коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця. За графіком (рис 3.3, крива 5) коефіцієнт щ^1,06. 11). Виконуємо перевірний розрахунок
1ПЛ _ .л_ АО/Г^ /2*955-103 • 1,06* 1,09• 1(4,028 +1) .„ гжгт г т л£лгжп
ан= і 90 - 2,495 - 0,863А---------------- ?
' v -------- L= 459 М7я < Icr L = 469МПа
У 352,52-71 L *
64
Відхилення діючих контактних напружень від допустимих складає
ILy] _а і І469-459І
А = \±_ьні, 100о/о = I__„„J 100о/о = 2 д з«/о ,Що допустимо. Ня 469
Примітка:ТІриперевірному розрахунку за спрощеною формулою 3.29
awu\b2
310 (955 * 103 • 1,06 1,09(4,028 +1)3 .ft1 _ __ r •, ^П1і#77
= ------------ ___---------- !---- !—V.i--------- ^_ = 4916 МПа>\а\н =469МПа
220*4S028 V 71 >і ш
Перевантаження складає (формула 3.27)
Ly] -.а І І469-4916І
A = 1LJ**I. і oo% = і---------- —^ 100% = 4?8% < 5%, що допустимо.
[al469
5.2.7. Перевірний розрахунок на попередження пластичних деформацій або крихкого руйнування робочих поверхонь зубців від ди максимального навантаження (формула (3.30))
СГнм2= &н ■ 4^п = 459л/2 =649МПа <[а]Ш2^\792МПа
5.2.8. Перевірний розрахунок на витривалість на згин.
Визначаємо розрахункові напруження згину у зубцях шестірні та колеса (формули (3.37))
Ь2-тYF2
2T2-955-103
де Ft ~—— ----------------- ~ 5418 Я -колова сила (формула (332));
mZ22,5-141
К| р™1 Д2-коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (див. рис.3.4, крива 5); Kfvs 1,25--коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 3.9); (Yfi=3,72; УР2=3,6)~коефіцієнти форми зубців Ш графіком для Zf=35; Z2=14i при xij2 = 0 (див. рис.3.5); Кра= -коефіцієнт, ЩО враховує розподіл навантаження між зубцями (п.5 підрозд. 3.1.4); Уц 1 -коефіцієнт нахилу зубців (п.7дтідрозд.3.1.4); Ус=1 -коефіцієнт, що приховує неректриття зубців(п.6, підрозд.3.1.4).
Визначаємо розрахункові напруження згину у зубцях шестірні та колеса
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.