Принимаем коэффициенты

Теперь, прежде чем приступить к расчету межосевого расстояния передачи, предварительно надо определить ряд коэффициентов. По рекомендациям, приведенным в § 2 гл. 2 принимаем:

Предварительно принимаем коэффициент продольного изгиба (ft = 0,7;

Учитывая массивности основания, на котором установлен подшипник, принимаем коэффициент внешней нагрузки х = 0,15 (см. решение задачи 5.46*), тогда суммарная осевая нагрузка правого болта

Принимаем коэффициент режима работы К. = 1,25 244

Принимаем коэффициент запаса р = 1,5. Определяем рабочую длину образующей:

2) на устойчивость: в зависимости от принятого способа закрепления концов винта принимаем коэффициент ц, (с. 31); определим момент / и радиус инерции I поперечного сечения винта; находим гибкость винта К по формуле (2.10) и определяем критическую нагрузку по формулам (2.11), (2.12); определяем расчетный коэффициент запаса устойчивости по формуле (2.9) и сравниваем с допускаемым значением.

т. 6.8 ч. 1 принимаем 8-ю степень точности. По рис. 6.13 ч. 1 принимаем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки зубьями, К на. = 1,1- Коэффициент, учитывающий

Решение. 1. Принимаем коэффициент трения f=0,08 и определяем давление на посадочной поверхности q, обеспечивающее передачу заданного крутящего момента по формуле (3.2):

5, Принимаем коэффициент трения /=0,08 и определяем максимально допустимый крутящий момент для данной посадки по формуле (3.2) :

Решение. 1. По (табл. 7.1) принимаем коэффициент трения для пары чугун—фибра f=0,2, допускаемую удельную нагрузку [?]=39 Н/мм (с. 130), коэффициент упругого скольжения ? = 0,02, коэффициент ширины роликов Чгл=0,5, коэффициент запаса сцепляемости Р=1,3.

Решение. 1. По табл. 7.1 принимаем коэффициент трения стали по стали в масле / = 0,05. Приведенный модуль упругости ?=2,16- 105 Н/мм2. Число канавок г = 3, коэффициент запаса сцепления [3 = 1,5, коэффициент упругого скольжения = 2 %, допускаемое контактное напряжение [о"н] = 980 Н/мм2 (табл. 7.2) при

12. Согласно условиям работы, принимаем коэффициенты: Са=0,955 (см. §3.27);

10. Согласно условиям работы, принимаем коэффициенты: Са=0,9; Ср=1 (см. §3.27).

5. Проверочный расчет выполним по напряжениям изгиба. Принимаем коэффициенты формы зуба: для шестерни YFl = 4,14, для колеса FF2 = 3,73. Находим

13. Согласно условиям работы принимаем коэффициенты (см. § 8.7): Са = 0,956; С„ = 1 ,04 - 0,0004 v2 = 1,04-0,0004 • 172 = 0,92; С,= 1Д С„=1,1.

18. Принимаем коэффициенты: КГц=\ (см. § 9.12); KPl,= l,4 (см. табл. 9.6).

21. Принимаем коэффициенты: KFft=l; KF, — Q,9l (см. § 9.12); Kf = 1 ,2 (см. табл. 9.6); коэффициент, учитывающий наклон зуба ур=1-р°/1400=1-1Г2871400=1-11,50/1400 = 0,92.

16. Принимаем коэффициенты: .?„„=1,05 (табл. 9.6); /?„„=1,12 (см. § 9.12).

19. Принимаем коэффициенты: KFo=\,2 (см. табл. 9.6); KF$ = = 1,5 — остался без изменения (см. п. 8).

16. Принимаем коэффициенты: KFf=\,l (см. табл. 9.6); Kff»\,5 при ^ = 0,46 (см. табл. 9.5).

7. Согласно условиям работы (см. § 13.5) принимаем коэффициенты: А'д=1; А'н=1; А'р=1,25. При скорости цепи и > 4 м/с принимаем непрерывное смазывание, тогда Кс = 0,8.

6. В соответствии с условиями работы подшипника принимаем коэффициенты: V=\; К6=1,4; /Ст=1 (см. § 16.7). Для радиальных шарикоподшипников Ra = Fa, поэтому для определения коэффициентов А" и К находим отношение Ra/C0r= 1,072/13,2 = 0,081 и по табл. 16.1 принимаем е =0,28.