Своеобразие русской архитектуры: Основной материал – дерево – быстрота постройки, но недолговечность и необходимость деления...
Археология об основании Рима: Новые раскопки проясняют и такой острый дискуссионный вопрос, как дата самого возникновения Рима...
Топ:
Оценка эффективности инструментов коммуникационной политики: Внешние коммуникации - обмен информацией между организацией и её внешней средой...
Установка замедленного коксования: Чем выше температура и ниже давление, тем место разрыва углеродной цепи всё больше смещается к её концу и значительно возрастает...
Отражение на счетах бухгалтерского учета процесса приобретения: Процесс заготовления представляет систему экономических событий, включающих приобретение организацией у поставщиков сырья...
Интересное:
Как мы говорим и как мы слушаем: общение можно сравнить с огромным зонтиком, под которым скрыто все...
Уполаживание и террасирование склонов: Если глубина оврага более 5 м необходимо устройство берм. Варианты использования оврагов для градостроительных целей...
Влияние предпринимательской среды на эффективное функционирование предприятия: Предпринимательская среда – это совокупность внешних и внутренних факторов, оказывающих влияние на функционирование фирмы...
Дисциплины:
2018-01-28 | 222 |
5.00
из
|
Заказать работу |
Проверим межосевое расстояние:
аw = (d1 + d2) /2 = (56,79 + 223,12) /2 = 140 мм.
Проверим контактные напряжения sн, МПа:
,
где K – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач K = 376, а для прямозубых K = 436;
Ft = 2Т2 × 103 / d2 – окружная сила в зацеплении, Н, для нашего случая, где Т2 = Т3 имеем,
Ft = 2Т3 × 103 / d2= 2 × 448 × 103 / 223,12 = 4015,7 Н.
Кнa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: определяем по графику (рис. 4) в зависимости от окружной скорости колес ν = w3 d2 / (2 × 103), м/с и степени точности передачи получаем 9 по (табл. 4):
ν= 11,5×223,12 / (2 × 103)= 1,28 м/с.
Принимаем по графику, Кнa= 1,11.
Кнn – коэффициент динамической нагрузки определяем по табл. 5, в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4),
Кнn= 1,01.
Кнβ, Uф, d2, b2 – значения перечисленных величин определяли ранее.
Подставим полученные величины, имеем, что
= 578,6 МПа.
Полученное значение контактного напряжения sн меньше допускаемого [s]н = 640 МПа.
Определим степень недогрузки по контактным напряжениям:
= 9,5%.
Допускаемая недогрузка передачи (sн < [s]н) не более 10% и перегрузка (sн > [s]н) до 5%. Если условие прочности не выполняется, то следует изменить ширину венца колеса b 2. Если эта мера не даст должного результата, то либо надо увеличить межосевое расстояние а w, либо назначить другие материалы колес или другую термообработку, пересчитать допускаемые контактные напряжения и повторить весь расчет передач.
Проверим напряжение изгиба зубьев шестерни sF1 и колеса sF2, МПа:
,
,
где m – модуль зацепления, m = 2 мм; b2 = 42 мм, ширина венца зубчатого колеса; Ft = 4015,7 Н, окружная сила в зацеплении; КFa – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит для косозубых от степени точности передачи.
Степень точности 6 7 8 9
Коэффициент КFa 0,72 0,81 0,91 1,00
Для прямозубых КFa = 1, задается.
КFβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, выбираем аналогично КНβ, КFβ = 1; КFν – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 5), КFν = 1,05; YF1 и YF2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по табл. 6 в зависимости от числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2 для прямозубых, а для косозубых – в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса,
Zn1 = Z1 / cos3b и колеса Zn2 = Z2 / cos3b,
где β – угол наклона зубьев, определяемый ранее.
Zn1 = Z1 / cos3b = 28 / cos39,6° = 29.
Zn2 = Z2 / cos3b = 110 / cos39,6° = 115.
По табл.6 имеем: YF1 = 3,8; YF2 = 3,6.
Yβ = 1 – b° /140° – коэффициент, учитывающий наклон зуба,
Yβ = 1 – 9,6°/140° = 0,93.
[s]F1 = 314 МПа и [s]F2 = 294 МПа – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса (определены ранее).
Подставим известные величины и определим:
= 168 МПа
sF1 = sF2 × YF1 / YF2 = 168 · 3,8 / 3,60 = 177,4 МПа.
Проверочный расчет показал, что расчетные значения sF значительно меньше [s]F, это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства зубчатых передач и рассматриваемого примера в частности, ограничивается контактной прочностью. Если sF > [s]F свыше 5%, то надо увеличить модуль m, соответственно пересчитать число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2 и повторить проверочный расчет на изгиб. При этом межосевое расстояние а w не изменяется, а следовательно, не нарушается контактная прочность передачи.
Автоматическое растормаживание колес: Тормозные устройства колес предназначены для уменьшения длины пробега и улучшения маневрирования ВС при...
Индивидуальные и групповые автопоилки: для животных. Схемы и конструкции...
Поперечные профили набережных и береговой полосы: На городских территориях берегоукрепление проектируют с учетом технических и экономических требований, но особое значение придают эстетическим...
Археология об основании Рима: Новые раскопки проясняют и такой острый дискуссионный вопрос, как дата самого возникновения Рима...
© cyberpedia.su 2017-2024 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста.
Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав. Мы поможем в написании вашей работы!