Крутящий момент М Го = R cos (а+ Oi);

Рго! из схемы рнс. 7.2

а% = arctg

Rcosa - h

= arctg

200 cos 45° -50

= 0,0656 рад{

L+R sin a - -6 1250 + 200 sin 45° : 200 cos (0,7854 + 0,0656) = 15,038 см. Усилие, развиваемое гидроцилнидром (без учета потерь на трение), р = pj = 0,25л - d) = 0,25.3,1416 (11 - 4,52)15.10 = = 118 700 Н.

Рис. 7.2. Схема поперечного вала навесного механизма колесного

трактора

Следовательно, крутящий момент

M= 118 700.15,038.10-8= 17 843 Н-м.

Окружная неравномерность от разнозазорности. Максимальный зазор в соединении (1.27)

Лщах = 80 + О - (-12 - 92) = 184 мкм = 184-10 м.

Расчетный зазор примем равным Ан = 0,75Атах и А = 0,15Дн, т. е. А = 0,75-0,15.184- \СГ = 20,7. Ю м. Условный момент

Л1д = О.бсВглД =

= 0,5-0,2687-10§-10 -8.5-10-2.34.4.375.10-2.20,7.10-е = 34780 Н.м.

Так как М/Мд = 17 848/34 780 = 0,5142 < 1, нагружены не все еубья. Рабочий угол найдем из уравнения (XI) из табл. 3.1, предварительно определив приближенное значение по графику, приведенному иа рис. 3.3: вр га 55 (~0.9599 рад). Ураинение (XI) принимает для данного случая вид

Ор f sin гОр

0,5142

1,5708

откуда 0р = 0,9652 рад. Окружная неравномерность от разнозазор* ности по формуле (X) нз табл. 3.1

3,1416 34 780 / sin2.0,e652 \ 20,96.52 + 17 848 \ 2 0,9652 /~

2,63.

Окружная неравномерность от поперечной силы при параметре нагрузки *Р = гь1гв = г cos а/го = 4,375 cos 30°/15,038 = 0,2909 < 0,5. Поперечное смещение втулки по формуле (Пв) из табл. 3.3

У = 2 34.0,2687-№ -.8,5.10-2 = 3,054.Ю м = 3,054 мкм

намного меньше радиального зазора между наружными диаметрами, равного 0,2т = 0,2-2500 = 500 мкм = 500-10 * см, поэтому окружную неравномерность от силы Р находим по формуле (Vb) из табл. 3.3

= I + 2-0,2909 = 1,5818.

Продольная неравномерность от кручения вала. Параметры кручения:

полярный момент инерции вала = 0,1 (da - ту = 0,1 (Z) - 0,2т - /п)* = = 0,1 (9 - 0,2.0,25 - 0,25)4 = 567,9 см*;

полярный момент инерции ступицы

= - = 0,1.12,5 - 567,9 = 1855,2 см .

Параметры жесткости при Gi = Ga = 0,8- lO ! МПа и Zp = г2вр/я = =3 34-2-0,9652/3,1416 по формулам (4.5) и (4.6):

ft 21.0,2687.102.4,375) / 1 , 1~ п .79 .иь У -Голо!-(567:9 +Т855Х)

В V 21 0.2687.10?(2.4,375)а

Р- К 4.0.8.105.1855,2 - О.ЬУ7 СМ *.

Гиперболические функции параметра ЯВ = 0,5572-8,5 = 4,7362 sh Яй = - е-*73б2у2 56,997;

th %В = 56,997/57,004 = 0,99986.

Коэффициент продольной неравномерности от кручения вала найден по формуле (4.7а)

4,7362 [I - (0,2697/0,5572)2 (1 - 57,004)] * ~ 0,99986 ~

56,997 = 3,673.

0,5572

Продольная и общая неравномерность от изгибающего момента поперечной силы. Координата равнодействующей реакции соединения

(с некоторым завышением, так как не учитывается податливость ступицы) по формуле (4.23)

0,5572.56,997

Плечо поперечной силы Я = - а = 6,74 - 3,5 = 3,24 см. Угол перекоса по выражению (1в) из табл. 4.1

118 700.3,24.10-2 ,

У = Ь4-0.2687.10!.10в.8.53.10-в = Р

Общая неравномерность от силы Р по формуле (Пв) из таОл, 4.1

Яр = 1,5818+ 12.0,2909- = 2,912.

Общая неравномерность по формуле (7.6), имеющей для данного случая вид

/(: = /(о + /Ср + /Сф 2 = 2,63 + 2,912 + 3,673 - 2 = 7,215. Максимальное напряжение смятия

= 34.8,5.10-.4,5.lo-.0,2S.10-2

Запас по пределу текучести материала рычага Щ = Отг/ощах = 520/407,4 = 1,252.

Как видим, несущая способность соединения использована практически полностью, хотя среднее напряжение смятия сравнительно невелико.

7,3. Расчет прямобочных соединений зубчатых колес (ГОСТ 21425-75)

Расчет зубчатых прямобочных соединений шестерен регламетирован ГОСТ 21425-75. Согласно этому стандарту нагрузочная способность соединения определяется критериями смятия и износа. Исходная расчетная формула имеет вид

о = M/(SpB), (7.7)

где Sp ~ rhz - удельный суммарный статический момент площади боковых поверхностей зубьев относительно оси вала, мм/мм (см/см); hp - рабочая глубина захода, мм (см). Значения для соединений по ГОСТ 1139-80 приведены в табл. 1.4.