а, Н/мм;
П‰ Htp - питома розрахункова окружна сила в зоні її найбільшої концентрації, Н/мм;
В
де Оґ Н - Коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі; g 0 - коефіцієнт, що враховує вплив різниці кроків зачеплення зубів шестерні і колеса;
Оґ Н = 0,002; g 0 = 73; (стр.15 з [2])
П‰ Н V = 0,002 * 73 * 1,8 * (125/4, 14) 1/2 = 2,39 (Н/мм);
В
П‰ Htp = (1320,3/60) * 1,08 = 23,76 (Н/мм).
До н V = 1 + (2,39/23,76) = 1,1;
П‰ Ht = (1320,3/60) * 1,08 * 1,1 = 26,14 (Н/м)
Пѓ H = 1,64 * 275 * 0,806 * (26,14 * (4,14 +1)/47 * 4,14) 1/2 = 302 <425 (МПа).
2.8.2 Розрахунок на витривалість по напруженням вигину
Попередньо оцінюємо відносну міцність зуба шестерні і зуба колеса, для чого визначаємо еквівалентні числа зубів:
В
Z V 1 = 28/0, 64 = 43;
Z V 2 = 116/0, 64 = 181;
Далі по графіком вибираємо коефіцієнти форми зуба шестерні Y F 1 і
Y F 2 . Знаходимо співвідношення [Пѓ F 1 ]/Y F 1 І [Пѓ F 2 ]/Y F 2 .
Менша з них буде свідчити про меншу міцності зуба по напруженням вигину (для цього зуба шестерні або колеса і ведуть наступний перевірочний розрахунок на витривалість по напруженням вигину). Y F 1 = 3,6; Y F 2 = 3,62; (стор. 17 з [2])
[Пѓ F 1 ]/Y F 1 = 257/3, 6 = 71,38 ; [Пѓ F 2 ]/Y F 2 = 205/3, 62 = 56,62; (2.31.) br/>
З співвідношень видно, що слабкою ланкою є колесо.
Умова міцності зуба колеса по напруженням вигину визначаємо за
формулою:
В
де Пѓ F - дійсне напруга вигину, МПа;
Y F - коефіцієнт форми зуба слабкої ланки;
Y ОІ - Коефіцієнт, що враховує нахил зуба;
П‰ Ft - питома розрахункова окружна сила, Н/мм;
Y F = Y F 2
В
Y ОІ = 1-30,23/140 В° = 0,79;
В
де К HОІ - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця (визначається за графіками залежно від схеми передачі, Y bd і твердості зубів);
До FV - коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження, що виникає в зачепленні.
До HОІ = 1,4; (стор. 18 з [2])
До FV = 1 + (П‰ FV /П‰ Ftp ); (2.35.)
П‰ FV - питома окружна динамічна сила, Н/мм;
П‰ Ftp - питома розрахункова окружна сила в зоні її найбільшої концентрації,
Н/мм;
П‰ FV = Пѓ F * g 0 * u * (a w /u); ( 2.36.)
де Пѓ F - коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі; (стор. 19 з [2])
В
П‰ Ftp = (1320,3/60) * 1,1 = 24,20 (Н/мм);
П‰ FV = 0,006 * 73 * 1,8 * (125/4, 14) 1/2 = 2,4 (Н/мм);
До FV = 1 +2,4/24,20 = 1,09;
П‰ Ft = (1320,3/60) * 1,1 * 1,09 = 26,38 (Н/мм);
Пѓ F = 3,62 * 0,79 * (26,38/1,5) = 50,3 <205 (МПа);
Перевірочні розрахунки показали, що контактна і изгибная міцності дотримуються.
2.9 Визначення зусиллі зубчастого зачеплення
Сили взаємодії між зубами необхідно знати для розрахунку валів. Ці сили зручно задавати у вигляді складових по осях координат. Система координат має початок в полюсі зачеплення на середині ширини зубчастих вінців. Її осі направлені уздовж окружної швидкості, перпендикулярно осі зубчастого колеса і вздовж осі зубчастого колеса і уздовж осі зубчастого вінця.
В
У зачепленні косозубих зубчастих коліс діють сили:
1.окружная Ft = 1320,3 (Н),
2.радіапьная F г = (F t * tg a w )/cos ОІ (2.38.)
a w - кут зачеплення, рівний для передач без зміщення 20 В° (стор. 20 з [2]). br/>
F г = (1320,3 * tg 20 В°)/cos 30,23 В° = 554,7 (Н);
В
3.Расчет валів
3.1 Орієнтовний розрахунок валів
Визначаємо діаметр вихідного кінця вала редуктора (величину, кратну 2) з розрахунку на міцність при крученні за заниженими допускаються дотичним напруженням згідно ГОСТ 6636 - 69:
[П„ кр ] = 20-40 МПа (стор. 7 з [3])
Вибираємо зна...
