Механика. Часть 2. Осипов А.А - 24 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

ТГТУ | Тамбов

Составители: 

Рубрика: 

Допускаемые напряжения:
для шестерни
[ ]
237
75,1
414
1
==σ
F
МПа;
для колеса
[ ]
206
75,1
360
2
==σ
F
МПа.
Находим отношение
[
]
:
F
F
Y
σ
для шестерни
[
]
62
82,3
237
1
1
==
σ
F
F
Y
МПа;
для колеса
[
]
5,57
6,3
206
2
2
==
σ
F
F
Y
МПа.
Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса, для которого найденное значение меньше.
Определяем коэффициенты
β
Y
– компенсация погрешности, возникающей из-за применения той же расчётной схемы,
что и в случае прямых зубьев и
α
F
K
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между
зубьями:
91,0
140
8,12
1
140
1 =−=
°β
−=
β
Y
;
92,0=
α
F
K
.
Проверяем прочность зуба колеса
[ ]
F
n
FFFt
F
mb
KYYKF
σ≤=σ
αβ
2
2
;
[ ]
.МПа206МПа41
5,264
92,091,06,359,11382
22
=σ≤=
⋅
⋅⋅⋅⋅
=σ
FF
Условие прочности выполнено.
2.4. РАСЧЁТ КОНИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
Хотя расчёт конических зубчатых передач ГОСТом ещё не регламентирован, тем не менее целесообразно выполнять
его, ориентируясь на зависимости, приведённые выше для цилиндрических зубчатых колёс.
На основании формул (2.2.3) и (2.2.4) с учётом особенности геометрии конических зубчатых колёс (рис. 2.4.1) после
соответствующих преобразований получают формулу для проверочного расчёта конических прямозубых колёс на
контактную прочность:
[ ]
H
H
e
Н
bi
iKT
bR
σ≤
+
−
=σ
2
32
2
)1(
5,0
335
. (2.4.1)
При расчёте по среднему конусному расстоянию
bRR
e
5,0−=
формула (2.4.1) принимает вид:
[ ]
.
)1(
335
2
32
2
H
H
Н
bi
iKT
R
σ≤
+
=σ

Страницы