Расчет привода лебедки. Воробьев А.М - 11 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

ТГТУ | Тамбов

Составители: 

Рубрика: 

где
M
2
− вращающий момент на выходном валу зубчатой передачи;
• радиальное усилие
____________________
cos
tg
2
12
=
β
α
==
t
rr
F
FF
Н;
• осевое усилие
__________________tg
221
=β==
αα
t
FFF
Н.
Рис. 2. Усилия в зацеплении:
а
– прямозубое;
б
– косозубое
У передач, выполненных без смещения, угол зацепления
°
=
α
20
, т.е.
.364,020tg
=
°
Угол
наклона
зубьев
в
косозубом
зацеплении
β
принимается
согласно
рассчитанному
значению
.
3.5.
ПРОВЕРОЧНЫЙ
РАСЧЁТ
ЗУБЧАТОЙ
ПЕРЕДАЧИ
После
уточнения
основных
размеров
шестерни
и
колеса
необходимо
проверить
соблюдение
условий
контактной
усталости
(
][
HH
σ≤σ
)
и
изгибной
выносливости
(
][
FF
σ≤σ
)
рабочих
поверхностей
зубьев
.
3.5.1. Проверочный расчёт зубчатого зацепления
на контактную выносливость
Контактные
напряжения
,
действующие
в
передачи
,
определяем
по
формуле
[3,
ф
. (6.13),
с
. 53]:
id
i
ZZZ
Ht
MHH
1
)1( +ω
=σ
ε
.
Определяем
коэффициенты
:
H
Z
−
коэффициент
,
учитывающий
форму
сопряжённых
поверхностей
зубьев
,
=
H
Z
___________ (
табл
. 4
П
);
M
Z
−
коэффициент
,
учитывающий
механические
свойства
материалов
сопряжённых
колес
;
274=
M
Z
МПа
21
[3,
табл
.
6.4,
с
. 46].
Коэффициент
ε
Z
учитывает
суммарную
длину
контактных
линий
.
Коэффициент
ε
Z
вычисляем
в
зависимости
от
коэффициента
осевого
β
ε
и
торцевого
α
ε
перекрытия
[3,
с
. 54]:
______
sin
2
==
π
β
=ε
ω
β
n
m
b
;
______cos
11
2,388,1
21
=β
+−=ε
α
ZZ
для
прямозубых
и
косозубых
колес
при
9,0<ε
β
______
3
4
==
ε−
=
ε
a
Z
;

Страницы