![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Проверка зубьев передачи на изгиб. Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25[1]: ⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 2
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25[1]:
sF= £ [sF]
Здесь коэффициент нагрузки KF= KFbxKFv(см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KFb= 1, 221, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=0, 442. Таким образом коэффициент KF= 1, 221 x0, 442 = 0, 54. YF- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv(см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):
у шестерни: Zv1= = = 39, 517
у колеса: Zv2= = = 98, 11
Тогда: YF1= 3, 8 YF2= 3, 601
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.= 358, 099 об./мин.; nкол.= 143, 24 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 x358, 099 x1 x29200 = 627389448 NF(кол.)= 60 x143, 24 x1 x29200 = 250956480
В итоге получаем:
КFL(шест.)= = 0, 57 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= 500 МПа; Для колеса: soF lim b= 550 МПа.
Коэффициент [Sf] безопасности находим по формуле 3.24[1]:
[SF] = [SF]' x[SF]".
где для шестерни [SF]' = 1, 8; [SF]' = 1; [SF(шест.)] = 1, 8 x1 = 1, 8 для колеса [SF]' = 1, 8; [SF]" = 1. [SF(кол.)] = 1, 8 x1 = 1, 8
Допускаемые напряжения:
для шестерни: [sF1] = = 277, 778 МПа;
для колеса: [sF2] = = 305, 556 МПа;
Находим отношения:
для шестерни: = = 73, 099
для колеса: = = 84, 853
Дальнейший расчет будем вести для шестерни, для которой найденное отношение меньше.
Определим коэффициенты Ybи KFa(см.гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):
Yb= = = 0, 817
KFa=
Для средних значений торцевого перекрытия ea= 1.5 и для 8-й степени точности (n - степень точности) KFa= 0, 917.
Проверяем прочность зуба шестерни по формуле 3.25[1]:
sF1= = = 120, 78 МПа
sF1= 120, 78 МПа < [sf] = 305, 556 МПа.
Условие прочности выполнено.
Таблица 2.1 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Таблица 2.2 - Параметры зубчатой цилиндрической 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
|