![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Проверка зубьев передачи на изгиб
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.31[1]:
sF= £ [sF]
Здесь коэффициент нагрузки KF= KFbxKFv(см. стр. 42[1]), в соответствии с рекомендациями на стр. 53[1]. По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KFb= 1, 973, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=0, 578. Таким образом коэффициент KF= 1, 973 x0, 578 = 1, 14. uF=0.85 - опытный коэффи-циент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой пере-дачи по сравнению с цилиндрической. YF- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа zv(см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):
у шестерни: zv1= = = 26, 23
у колеса: zv2= = = 261, 083
Тогда: YF1= 3, 875; YF2= 3, 519
Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:
[sF] =.
где KFL- коэффициент долговечности.
KFL=,
где NFO- базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO= 4000000;
NF= 60 xn xc xtS
Здесь:
- n - частота вращения, об./мин.; nшест.= 451, 204 об./мин.; nкол.= 143, 239 об./мин. - c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS= 365 xLгxC xtc- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=10 г. - срок службы передачи; - С=1 - количество смен; - tc=8 ч. - продолжительность смены.
tS= 365 x10 x1 x8 = 29200 ч.
Тогда:
NF(шест.)= 60 x451, 204 x1 x29200 = 790509408 NF(кол.)= 60 x143, 239 x1 x29200 = 250954728
В итоге получаем:
КFL(шест.)= = 0, 556
Так как КFL(шест.)< 1.0, то принимаем КFL(шест.)= 1
КFL(кол.)= = 0, 631
Так как КFL(шест.)< 1.0, то принимаем КFL(шест.)= 1
Для шестерни: soF lim b= 950 МПа; Для колеса: soF lim b= 950 МПа.
Коэффициент [Sf] безопасности находим по формуле 3.24[1]:
[SF] = [SF]' x[SF]".
где для шестерни [SF]' = 1, 55; [SF]' = 1; [SF(шест.)] = 1, 55 x1 = 1, 55 для колеса [SF]' = 1, 55; [SF]" = 1. [SF(кол.)] = 1, 55 x1 = 1, 55
Допускаемые напряжения:
для шестерни: [sF1] = = 612, 903 МПа;
для колеса: [sF2] = = 612, 903 МПа;
Находим отношения:
для шестерни: = = 158, 169
для колеса: = = 174, 17
Дальнейший расчет будем вести для шестерни, для которой найденное отношение меньше.
Проверяем прочность зуба шестерни по формуле 3.25[1]:
sF1= £ [sF]
sF1= = 530, 895 МПа < [sF] = 612, 903 МПа.
Условие прочности выполнено.
Таблица 2.1 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Таблица 2.2 - Параметры зубчатой конической передачи, мм
3 Предварительный расчёт валов Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Диаметр вала при допускаемом напряжении [tк] = 25 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
dв³
|