а_w = 100 мм.

2) Определяем минимальное значение модуля из условия прочности на изгиб:

мм

= 2,066 мм
где K_m = 6,8∙10³- для прямозубых передач;

b₂ - ширина венца колеса,

b₂ = _bа×a_w = …………… мм.

b₂₌ 0,5×100= 50 мм

Принимаем b₂ = 50 мм.

[σ_F]₂₌263,2 - допускаемое напряжение изгиба материала колеса, МПа.

Максимально допустимый модуль передачи:

m_max ≈ 2×a_w /[17×(u  1)] = ……………… мм

m_max ≈ = 2,353 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение окружного модуля (табл.5):

m =2 мм.

3) Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для прямозубой передачи:

z_s = 2×а_w /m = …………….. мм

z_s =2×100/2=100 мм

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_s /(u + 1) =……………;

z₁ = 100 / (4+1) = 20

Принимаем z₁ = 20

Число зубьев колеса z₂ = z_s – z₁ =………………...

z₂ =100 – 20 = 80

4) Уточнение передаточного числа:

Уточняем передаточное число: u_ф = z₂/z₁ = ……………..

u_ф= 80 / 20 = 4

Отклонение от заданного передаточного числа:





5) Уточнение межосевого расстояния и угла наклона зубьев

a_w = m×(z₁ + z₂)/2 = …………… мм

a_w = 2 × (20+80) / 2 = 100 мм

6) Определение размеров зубчатых колес

Делительные диаметры:

• 
  Шестерни d₁ = m×z₁ = …………….. мм;
  
• 
  d₁₌2 × 20 = 40 мм
  
• 
  Колеса d₂ = m×z₂ = ………… мм
  
• 
  d₂ = 2 × 80 = 160 мм
  

Диаметры вершин зубьев:

• 
  Шестерни d_a1 = d₁ + 2×m = ………….. мм;
  
• 
  d_a1 = 40 + 2 × 2 = 44 мм
  
• 
  Колеса d_a2 = d₂ + 2×m = ……………. Мм
  
• 
  d_a2 = 160 + 2 × 2 = 164 мм
  

Диаметр впадин зубьев:

• 
  Шестерни d_f1 = d₁ -2,5×m = …………… мм;
  
• 
  d_f1 = 40 – 2,5 × 2 = 35 мм.
  
• 
  Колеса d_f2 = d₂ -2,5×m =………………мм
  
• 
  d_f2 = 160 – 2,5 × 2 = 155 мм.
  

---

Ширина зубчатого венца:

• 
  Колеса b₂ = _bа×a_w =…………… мм;
  
• 
  b₂ = 0,5 × 100 = 50 мм.
  
• 
  Шестерни b₁ = b₂ + 5 = ………….. мм
  
• 
  b₁ = 50 + 5 = 55 мм
  

---

7) Размеры заготовок

• 
  Диаметр заготовки шестерни: D_заг1 = d_a1 + 6 = …………..мм.
  
• 
  D_заг1 = 44 + 6 = 50 мм.
  

Для колеса с выточками:

толщина диска С_заг1 = 0,5×b₁ = ……………….. мм;

С_заг1= 0,5 × 55 = 27,5 мм

толщина обода заготовки колеса S_заг1 = 8×m = ……………. мм.

S_заг1 = 8 × 2 = 16 мм

Предельные размеры заготовок для СТ 45:

D_пр1 = 80 мм; S_пр1 = 50 мм.

• 
  Диаметр заготовки колеса: D_заг2 = d_a2 + 6 = ………………. мм.
  
• 
  D_заг2 = 164 + 6 = 170 мм
  

Для колеса с выточками:

толщина диска С_заг2 = 0,5×b₂ = ……………….. мм;

С_{заг2 =} 0,5 × 50 = 25 мм.

толщина обода заготовки колеса S_заг2 = 8×m =…………… мм.

S_{заг2 =} 8 × 2 = 16 мм

Предельные размеры заготовок для стали 40ХН:

D_пр2 = 315 мм; S_пр2 = 200 мм

Условия пригодности заготовок выполняются, так как D_заг = D_пр ; C_заг < S_пр и S_заг < S_пр .

8) Определение усилий в зацеплении:

Окружная сила F_t = 2×10³×Т₁ /d₁ =….. Н

F_t = 2 × 10³ × 0,08 × 10³ /40=4000
Радиальная сила F_r = F_t×tg  = …………. Н,

F_{r =} 4000 × 0,364 = 1456 H

где  = 20 - делительный угол

9) Проверочный расчёт по контактным напряжениям:



= 736,2 МПа

где Z_Е - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных колес Z_Е =190 МПа^1/2;

Zε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Для прямозубых передач:



= 0,879

ε_a - коэффициент торцевого перекрытия:

ε_a ≈ [(1,88-3,2(1/z₁ +1/z₂)] =……………

ε_a ≈ [(1,88-3,2(1/20 +1/80)]= 1,68

Z_н - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, для прямозубых цилиндрических передач Z_H ≈ 2,49 ;

u = u_ф = 4- фактическое передаточное число;

d₁ - 40 делительный диаметр шестерни, мм;

b₂ - 50 ширина венца зубчатого колеса

---

, мм;

K_H - коэффициент нагрузки:

К_Н = К_Н ×К_Н

К_{Н =} 1,06 × 1,18 = 1,2508

где K_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

При _bd = b₂/d₁ = 50/40=1,25, твердости зубьев колес  350 НВ и симметричном расположении колес относительно опор (рис.3, схема передачи №3) К_Н = 1,18 (табл.8).

К_Н - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

Определяем окружную скорость колес:


= 1,33

Для прямозубой передачи назначаем 7 степень точности изготовления (табл.6).

При = 1,33 м/с и 7 степени точности изготовления передачи К_Н = 1,08 (табл.7).

σ_H =……….МПа  [σ_H] =………. Мпа

σ_H = (736,2

Отклонение расчетного напряжения от допускаемых контактных напряжений:

σ_н = (σ_н - [σ_н])∙100/[σ_н] = …………….. %

σ_н = (736,2 -721,6) ∙100/721,6= 2,02%

Недогрузка (перегрузка) передачи составляет 2,02%, что не допустимо (допустимо).

10) Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

Расчетное напряжение изгиба определяют по формуле:



= 201,2

Y_FS – коэффициент, учитывающий форму зуба.

Для колес с наружными зубьями:

• 
  для шестерни Y_FS1 = 3,47 + 13,2/z – 27,9∙х/z + 0,0092∙х2
  
• 
  Y_FS1 = 3,47 + 13,2 / 20 = 4,13
  

для колеса Y_FS2 = 3,47 + 13,2 / z_2 – 27,9 ∙ х / z_2+ 0,0092 ∙ х²

• 
  Y_FS2= 3,47 + 13,2 / 80 = 3,635
  

где z_ - эквивалентное число зубьев, шестерни z_1 = z₁=20, колеса z_2 = z₂=80

Y_ - коэффициент, учитывающий наклон зуба: для прямозубых колес Y_ = 1;

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: для прямозубых передач Y_ε = 1.

Для прямозубых передач без смещения исходного контура х₁=х₂=0 и z_ = z.

Коэффициент нагрузки:

K_F = K_F×K_F = ………….,

K_F = 1,09×1,27=1,3843

где K_F - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

При  = 1,33 м/с и 7 степени точности K_F= 1,09 (табл.10);

K_F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

---

K_F = 1 + 1,5×(K_Н - 1) = ……………

K_F= 1 + 1,5×(1,18 - 1) = 1,27

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:



Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

σ_F1 = σ_F2 ×Y_FS1/Y_FS2

σ_F1= × 4,13/3,635=228,5  [σ_F]_{1 =} 302,3

3 Расчет открытой передачи

1) Выбираем цепь ПР-15,875-23-1 по ГОСТ 13568-97

2) Минимальное число зубьев ведущей звездочки:

Z_1min = 29-2×u ≥ 13=

Z_1min = 29-2×4 ≥ 13 = 21

Принимаем Z₁ = 21

3) Определение числа зубьев ведомой звёздочки:

Z₂ = и×Z₁

Z₂₌ 4×21 = 84

4) Определение коэффициента эксплуатации

При умеренных ударных нагрузках принимаем К_Д = 1;

Коэффициент межосевого расстояния К_А = 1 при а=(30-50)×р;

При горизонтальном расположении передачи К_Н= 1;

При нерегулируемом натяжении цепи К_РЕГ= 1,25;

При периодической смазке К_СМ= 1;

При двухсменной работе К_РЕЖ=1,25 (см. табл.24).

С учетом принятых значений коэффициентов получаем:

К_Э = К_Д×К_А×К_Н×К_РЕГ×К_СМ×К_РЕЖ =

К_Э = 1×1×1×1,25×1×1,25= 1,5625

5) Определение шага цепи.

Среднее допускаемое давление в шарнирах при n₁ = 290 мин^-1:

P = ,мм.,

P = 5 = 13,5 по ГОСТ р = 13

Тогда шаг цепи:

= 16

Принимаем цепь ПР-15,875-23-1 ГОСТ 13568-97 с шагом р = 15,875 мм и разрушающей нагрузкой F_Р = 23,0кН.

6) Диаметры делительной окружности звёздочек.

Ведущей звёздочки: d_1 = р/sin(180/z₁)

d_1 = 15,875/sin(180/21) = 106,5 мм

Ведомой звёздочки: d_2 = р/sin(180/z

---

Смотрите также файлы

• Содержание введение Глава Понятие и виды гражданскоправовых договоров.odt

• План урока расселение греческих племен. Природные условия Древней Греции. Древний Крит.pptx

• ыса мерзімді жоспар Пн азатілі Т2 Блім І.docx

• Бойынша жиынты баалау. 3тосан, 11сынып гуманитарлы.docx

• Основными мерами, ограничивающими распространение инфекции на стоматологическом приёме, являются асептика и дезинфекция.docx