Навигация
Визначаю допустимі напруження згину для шестірні
12505
знаков
2
таблицы
3
изображения
3.1.2. Визначаю допустимі напруження згину для шестірні
=343 МПа
=600 МПа -межа витривалості (відповідає базової кількості циклів навантаження)
- Коефіцієнт безпеки
- Коефіцієнт, що враховує засіб здобуття заготовки
- Коефіцієнт, що враховує обробку перехідної кривої
- Коефіцієнт, чутливості метала до концентраторів напружень
=1,0 – Коефіцієнт, що враховує характер прикладення навантаження у випадку відсутності реверса
=1,0 - Коефіцієнт довговічності
3.1.3. Визначаю допустимі напруження згину для колеса.
=206 МПа
3.1.4. Визначаю допустимі напруження згину на шестірні, що діє при максимальних зусиллях.
МПа
3.1.5. Визначаю допустимі навантаження на колесо при дії максимального зусилля:
МПа
= 2500 МПа
3.1.6. Визначаю допустимі контактні навантаження для шестірні:
=945 МПа
=18HRC+150 - межа контактної витривалості
- коефіцієнт довговічності
- коефіцієнт безпеки
- коефіцієнт, що враховує шороховатість поверхні
- коефіцієнт, що враховує колову швидкість
3.1.7. Визначаю допустимі контактні навантаження для колеса:
=372 МПа
SH2=1.2; ZR=0.95;
KHL2=1.0; Zv=1.0;
3.1.8. Допустимі контактні навантаження
3.2 Проектний розрахунок зубчатої передачі.
3.2.1 Вихідні дані з таблиці №1 стовпець «Вхідний вал І»
N1 = 4,65 кВт n1 = 722,5 об/хв. T1 = 61,46 H×м 
= 4,13
3.2.2 
– коефіцієнт розподілу навантаження між зубами.
3.2.3 Визначаю орієнтовно колову швидкість:
м/с
3.2.4 Приймаю коефіцієнт ширини вінця
3.2.5 Коефіцієнт розподілу навантаження по ширині вінця, береться по малюнку 3.14 [1]
3.2.6 
– коефіцієнт динамічності, визначається по таблиці 3.16 методом
інтерполяції
3.2.7 ZM=275 МПа1/2 – коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалу:
3.2.8 ZH=1,76×cos
=1,76 – коефіцієнт, який враховує форму коліс, що сполучаються.
3.2.9 Приймаємо кількість зубців першої шестерні Z1=21, тоді
Z2=Z1×UЗ=86,73 приймаємо Z2=87
3.2.10 
- коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній
3.2.11 Визначаю наближене значення коефіцієнта торцевого перекриття
3.2.12 Підставляю отримані значення у вихідну формулу і визначаю мінімальний діаметр початкового кола шестірні:
3.2.11. Визначаю модуль зачеплення в першому наближенні:
Отриманий результат округляю у більшу сторону до найближчого стандартного значення по табл. 9, отже m=1.5
3.2.12 
мм
Визначаю ширину вінця
b = ybd× d1 = 40.32мм
У результаті проведення проектувального розрахунку одержуємо:
Z1 = 21 m = 1.5 Z2 = 87bW = 40.32 мм
3.3. Геометричний розрахунок зубчастої передачі.
3.3.1 Визначаю ділильний кут профілю в торцевому перетині:
3.3.2 Визначаю кут зачепленню передачі:
,
Приймаю X1 = X2 =0 , тобто корекція зубцюватої пари відсутня 
3.3.3 Визначаю міжосьову відстань:
мм
3.3.4 Обчислюю діаметри ділильного кола шестірні й колеса:
мм 
мм
3.3.5 Обчислюємо діаметри вершин зубів шестірні й колеса
мм
мм
3.3.6 Обчислюю колові діаметри западин
3.3.7 Обчислюємо діаметри основних кіл шестірні й колеса
мм 
мм
3.3.8. Кут профілю зуба в крапках на колах вершин:
3.3.9 Обчислюємо складові коефіцієнта торцевого перекриття:
3.3.10 Визначаю коефіцієнт торцевого перекриття 
3.3.11 Осьовий крок перекриття дорівнює 
3.3.12 Визначаю коефіцієнт осьового перекриття 
3.3.13 Сумарний коефіцієнт перекриття 
3.3.14 Еквівалентні числа зубів передачі
3.3.15 Визначаю колову швидкість передачі V = 
м/с
3.4. Перевірочний розрахунок зубчастої передачі
3.4.1. Перевірочний розрахунок зубчастої передачі на контактну витривалість
В основу розрахунку покладена залежність:
МПа
деZM = 275 МПа1/2 ZH = 1,76 
МПа
>[], але перевищення не більше за 10%.
Умова не виконується.!!!!
Похожие работы
... ї передачі та підшипників кочення однієї пари k – число валів або пар підшипників η1=0,95; η2=0,8; ηп=0,98; ηпк=0,99; k=3 η=0,95·0,8·0,98·0,993=0,72 кВт 1.2 Вибір електродвигуна Для привода конвеєра і інших механізмів широко використовують асинхронні коротко замкнуті електродвигуни серії 4А виконання М1081, М1081 по ГОСТ 19523-81 потужністю від 0,55 до 30кВт та ...
... деталей, передостання пара – номери складальних вузлів, перша пара – номери складальних одиниць, згідно із специфікацією). Вимоги до оформлення П3 і його приклади наведені в [1]. У ході курсового проектування щодо редуктора, що розробляється, і щодо захисту курсового проекту, в обов'язковому порядку необхідно опрацювати такі питання: - умови навантаження деталей редуктора; - основні принципи ...
... пасу F0 678 Кут охоплення малого шківа α 115,59 Сила тиску пасів на вал редуктора FВП 7409 5. ВИЗНАЧЕННЯ НАВАНТАЖЕНЬ ВАЛІВ РЕДУКТОРА 5.1 Визначення сил в зачепленні закритої передачі (циліндрична косозуба) Окружна сила Ft, H: На колесі: Ft2 =(5.1) На шестерні: Ft1= Ft2 =3516 H 5.1.2 Радіальна сила Fr, H: На шестерні: Fr1 =(5.2) На колесі: Fr1 = ...
... позначається на довговічності паса. Залежно від виду ременя розрізняють передачі плоскоремінні, клиноремінні, поліклинові і круглоремінні (рис. 1.3, а...г). а) б) в) г) Рис. 1.3 Типи пасів Плоскоремінна передача. У цій передачі корисне навантаження передається за рахунок сил тертя між внутрішньою поверхнею ременя і поверхнею шківа (рис. 1.3, а). Сила тертя розосереджена по всій ...
0 комментариев