ВУЗ:
Составители:
Рубрика:
27
дуль зубчатых колес определяется как из прочности зуба на изгиб (m
изг
), так и
из усталости поверхностных слоев (m
пов
) для каждой группы передач.
Для стальных цилиндрических колес с прямыми зубьями указанные мо-
дули определяются по формулам [8]
3
][
1950
10
n
kN
изг
yZ
изг
m
σψ
= , см;
n
kN
i
i
Z
m
oпов
пов
ψσ
1
][
6800100
3
2
+
⎟
⎟
⎠
⎞
⎜
⎜
⎝
⎛
=
, см,
где N – мощность, передаваемая I(II, III, IV) валом, указана в табл. 3, кВт; n -
частота вращения I (II, III, IV) вала; указана в табл. 3, мин
-1
; Z - число зубьев
меньшего колеса в расчетной цепи для I (II, III) группы передач;
ψ
= b/m =
6…10 - коэффициент ширины, учитывающий соотношение ширины зубчатого
колеса "b" и его модуля "m"; у = 0,243÷0,268 – коэффициент формы зуба;
ψ
о
=
0,7÷1,6 – коэффициент, учитывающий симметричность расположения шестерни
на валу и жесткость вала; i – передаточное отношение по расчетной цепи для
группы передач, указано в табл. 3.
Коэффициент нагрузки равен
k = k
д
k
к
k
р
,
где k
д
- коэффициент динамической нагрузки: k
д
=1,2÷1,55 при НВ≤350 и k
д
=1,2÷1,4 при НВ>350; k
к
- коэффициент концентрации нагрузки k
к
=1÷1,2 при
НВ>350 и k
к
=1÷1,3 при НВ≤350; k
р
– коэффициент режима работы: k
р
=0,572÷0,585 при Н
ц
≥25⋅10
7
и НВ>350 и k
р
=1,0÷1,1 при Н
ц
≤10
7
и НВ≤350.
Рекомендуется при предварительном расчете принимать
k
к
k
д
= 1,3÷1,5, k
р
= 0,57÷0,58.
Допускаемое напряжение изгиба, кг/см
2
находят так:
[]
n
изг
1−
=
σ
σ
,
где σ
-1
– предел выносливости материала зубьев при изгибе с симметричным
циклом нагружения, кг/см
2
(численные значения приведены в табл. 4 и 5);
n = 2÷2,5 – запас прочности (в приближенных расчетах принимают n = 2,5).
Допускаемое контактное напряжение сжатия находят так:
[
σ
пов
] = C
в
НВk
p
= C
R
HRC k
p
,
Страницы
- « первая
- ‹ предыдущая
- …
- 27
- 28
- 29
- 30
- 31
- …
- следующая ›
- последняя »
