Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Российский государственный университет туризма и сервиса

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

1,2,3,4,5,7,10 Пуня .rtf

Скачиваний:

Добавлен:

26.09.2019

Размер:

1.18 Mб

Скачать

☆

1 / 41 2 3 4 > Следующая >>>

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1.1 Составляем кинематическую схему

1.2 Определим общий КПД редуктора:

[5, c.5]

^η^^η_з^^η_п

^г^д^е^η_з^-^К^П^Д^п^а^ры^п^р^я^м^о^з^у^б^ы^х^к^о^ни^ч^ес^к^и^х^з^у^б^ч^а^т^ы^х^к^ол^ёс^;

^η_з^^0.96^[^5,^c^.^5]^;

^η_п^-^К^ПД^,^у^ч^и^т^ы^в^аю^щ^и^й^п^о^т^е^ри^в^о^д^н^ой^п^а^ре^п^о^д^ш^и^п^ни^к^ов^к^а^ч^е^ни^я^;

^η_п^^0.99^[^5,^c^.^5]^;

^η^^η_з^^η_п^^0.9⁶^^0.99^^0.9409

¹^.³^О^п^р^е^д^е^л^я^е^м^т^р^е^б^у^е^м^у^ю^м^о^щ^н^о^с^т^ь^н^а^в^е^д^у^щ^е^м^м^в^а^лу⁽^P₁_.^^5.5^к^В^т⁾^:

^P₂_.

^^P₁_.^^η^^5.⁵^^0.9409^^5.175^к^В^т

_₁₄₆₅_мин^¹_;_U_₂₎_:

1.4 Определяем частоту вращения ведомого вала

⁽ⁿ₁_.

ⁿ₁_.₁₄₆₅

 1

ⁿ₂_.

 

 732.5 мин

1.5 Подбираем электродвигатель по исходным данным, поскольку вал двигателя соединяется

быстроходным валом редуктора муфтой.

Выбираем электродвигатель ⁴^А¹¹²^М⁴^У^З, [3, стр. 70, таб.5.1]:

_₁₄₄₅_мин^¹_;

 5.5 кВт ;

 32 мм .

^Р_дв

ⁿ_дв

^d_дв

^О^к^о^н^ч^а^т^е^л^ь^н^о^п^р^и^н^и^м^ае^м^:^Р₁^^Р_дв^^5.5

кВт .

1.6 Проверяем отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной для быстроходного

вала редуктора

 100 

 100  1.4 %

ⁿ_дв

1445

_мин^¹

Принимаем:

ⁿ₁^ⁿ_дв^¹⁴⁴⁵

1.7 Определяем мощность на ведомом валу:

^P₂^^Р₁^^η^^5.⁵^^0.9409^

5.17 кВт

1.8 Уточняем частоту вращения ведомого вала редуктора:

ⁿ₁

1445

 1

ⁿ₂^^

 722.5 мин

¹^.⁹^О^п^р^е^д^е^л^я^е^м^в^р^а^щ^аю^щ^и^е^м^о^м^е^н^т^ы^н^а^в^е^д^у^щ^е^м^и^в^е^д^о^м^ом^в^а^л^а^х^Т_е₁^и^Т_е₂

^Р₁

5.5

_₉₅₅₀__₉₅₅₀___36.3 Н__м_;

^n 1445

^T_е₁

Н  м .

^T_е₂

^^T_е₁^^U^^η^

36.3 2 0.9409  68.3

1445  1465

ⁿ_дв^ⁿ₁_.

2 Расчёт зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

2.1.1 Поскольку в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований в

отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерий- ного производства, то выбираем материалы со средними механическими свойствами.

Принимаем для шестерни сталь 40Х, для колеса - сталь 50. Так как передаваемая мощность

невелика и для достижения лучшей приработки, твердость колес должна быть не более, НВ350. Кроме того, в проектном задании указывается, что редуктор должен быть общего назначения, а для таких редукторов экономически целесообразно применять колеса с твердостью меньше или равной 350НВ.

Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз больше числа нагружений зубьев колеса, для обеспечения одинаковой контактной уста- лости, механические характеристики материала шестерни должны быть выше, чем у колеса.

^^Н^В₂_.^⁽^20...7⁰⁾^;

[6,с.48]

^Н^В₁_.

Для выполнения этой рекомендации назначаем соответствующий режим термообработки,

полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 100мм, а колеса 300мм.

Шестерня: сталь 40Х, термообработка улучшение

Принимаем:

 250 ;

МПа;

МПа; [5,с.34].

^H^B₁

^σ_у₁^⁸⁵⁰

 550

^σ_и₁

Колесо: сталь 50; термообработка нормализация

Принимаем:

 220 ;

МПа;

МПа; [5,с.34].

^H^B₂

^σ_у₂^⁶⁴⁰

 350

^σ_и₂

^H^B₁^^H^B₂^²⁵⁰^²²⁰

 30.0 ,

что соответствует указанной рекомендации.

2.1.2 Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную усталость

^σ_H_li_m_b^^Z_N

 Z  Z  Z  Z ;

[1,с.14]



^σ_HP

R V

L X

^S_H

^г^д^е^σ_H_li_mb^-^п^р^е^д^е^л^к^о^н^т^а^к^т^н^ой^в^ы^н^о^с^л^и^в^о^с^т^и^п^о^в^е^рх^н^о^с^т^и^з^у^б^ь^е^в^,^с^оо^т^в^е^т^с^т^в^у^ю^щ^и^й

базовому числу циклов напряжений.

;

[1,с.27], [5,c.34]

 2 HB  70

^σ_H_li_mb

^σ_H_li_m_b₁^²^^H^B₁^⁷⁰^²^²⁵⁰^⁷⁰^⁵⁷⁰^М^П^а^;

МПа .

^σ_H_li_m_b₂^²^^H^B₂^⁷⁰^²^²²⁰^⁷⁰^⁵¹⁰

^Z_N^-^к^о^э^ф^ф^ици^е^н^т^д^ол^г^о^в^е^ч^н^о^с^т^и^,^у^ч^и^т^ы^в^а^ю^щ^и^й^с^рок^с^л^у^ж^б^ы^п^е^р^е^д^а^ч^и^.^П^о^с^к^ол^ь^к^у^в

проектном задании указано, что редуктор предназначен для длительной работы, то есть число циклов N_Nбольше базового N₀, то Z_N 1. [1,c.24],[5,с.33];

Z_R- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев[1,c.25];

^Z_V^-^к^о^э^ф^ф^ици^е^н^т^,^у^ч^и^т^ы^в^а^ю^щ^и^й^в^л^и^я^ни^е^о^к^р^у^ж^н^ой^с^к^оро^с^т^и^;

Z_L- коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала;

^Z_X- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. ГОСТ 21357-87 рекомендует для колес d  1000 мм принимать

[1,с.57]

^Z_R^^Z_V^^Z_L^^Z_X⁼⁰^,⁹^;

^S_H- коэффициент запаса прочности.

Для нормализованных и улучшенных сталей S_H 1.1 [1,с.24].

^σ_H_li_m_b₁^^Z_N

570 1.

МПа ;



 0.9



 0.9



466.4

^σ_H_P₁

^S_H

^σHlimb2^^ZN

1.1

510 1.

 417.3 МПа ;



 0.9



 0.9

^σ_H_P₂

1.1

В качестве расчётного значения для конических передач принимаем:

^^σ_H_P₂^^417.3^М^П^а^.

[1,c.19]

^σ_HP

2.1.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчёте на усталость

^σ_F_li_m_b^^Y_N

^^Y_R^^Y_X^^Y_δ^;

[1,с.5]



^σ_F_P

^S_F_m_i_n

^г^д^е^σ_F_li_mb^-^п^р^е^д^е^л^в^ы^н^о^с^л^и^в^о^с^т^и^з^у^б^ь^е^в^п^ри^и^з^г^и^б^е^,^с^оо^т^в^е^т^с^т^в^у^ю^щ^и^й^б^а^з^о^в^о^м^у^ч^и^с^лу

циклов напряжений.

;

[5,с.45]

 1.8 HB

^σ_F_li_mb

МПа ;

МПа .

^^1.⁸^^H^B₁^^1.⁸^²⁵⁰^⁴⁵⁰

 1.8 HB₂ 1.8 220  396

^σ_F_li_m_b₁

^σFlimb2

^S_F_m_i_n^-^м^ини^м^а^л^ь^н^ы^й^к^о^э^ф^ф^ици^е^н^т^з^а^п^ас^а^п^роч^н^о^с^т^и^;

S_F_m_i_n= 1,4...1,7 ;

[1,с.35].

Принимаем:

 1.7 .

^S_F_m_i_n

^Y_N^-^к^о^э^ф^ф^ици^е^н^т^д^ол^г^о^в^е^ч^н^о^с^т^и^,^з^а^в^и^с^я^щ^и^й
от^с^оо^т^н^о^ш^е^н^и^я^б^а^з^о^в^о^г^о^и^эк^в^и^в^а^л^е^н^т^н^о^г^о

циклов;

^Y_N^^1.

[5,с.45];

^Y_R^-^к^о^э^фф^и^ц^и^е^н^т^,^у^ч^и^т^ыв^аю^щ^и^й^в^л^и^я^н^и^е^ш^е^рохо^в^а^т^о^с^т^и^п^е^р^е^хо^д^н^ой^п^о^в^е^рх^н^о^с^т^и^,^он

отличен от 1 лишь в случае полирования переходной поверхности;

Y_X- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

[5,с.46];

^Y_R^^1.

^П^ри^d_a^³⁰⁰^м^м
,

^Y_X^^1.^[⁵^,^с^.⁴⁶^]^;

^Y_δ^-^о^п^ор^н^ы^й^к^о^э^фф^и^ци^е^н^т^,^у^ч^и^т^ы^в^аю^щ^и^й^ч^у^в^с^т^в^и^т^е^л^ь^н^о^с^т^ь^м^а^т^е^р^и^а^ла^к^о^н^ц^е^н^т^р^а^ц^и^и

напряжений;

^Y_δ^^1.^[¹^,^с^.¹²⁴^]^.

^σ_F_li_m_b₁^^Y_N

450 1.

265.0 МПа ;



^^Y_R^^Y_X^^Y_δ



 1. 1. 1.



^σ_FP₁

^S_F_m_i_n

1.7

^σ_F_li_m_b₂^^Y_N

396 1.

^233.0МПа .



^^YR^^YX ^^Yδ



 1. 1. 1. 

^σ_FP₂

^S_F_m_i_n

1.7

2.2 Проектировочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей

зубьев

2.2.1 Определяем ориентировочное значение делительного диаметра шестерни

^Tе1^^КHβ ^¹⁰^

U  1

^d_.₁^^К_d^

;

^0.8⁵^^ψ_bd₁^^σ_HP²^^U

^г^д^е^К_d^в^с^п^о^м^о^г^а^т^е^л^ь^н^ы^й^к^о^э^фф^и^ц^и^е^н^т^;

_М_П_а¹^.³

^К_d^⁷⁷

для прямозубых передач [1,с.57];

^ψ_bd₁^-^к^о^э^ф^ф^ици^е^н^т^ш^и^р^ин^ы^ш^е^с^т^е^р^н^и^о^т^н^о^с^и^т^е^л^ь^н^о^с^р^е^д^н^е^г^о^д^и^а^м^е^т^р^а^.

^П^р^и^ни^м^ае^м^п^о^р^е^к^о^м^е^н^д^а^ци^и^ψ_bd₁⁼⁰^.³^.^.^.⁰^.⁶

 0.4 ;

[5,c.37]

^ψ_bd₁

^К_H_β^-^к^о^э^фф^и^ц^и^е^н^т^н^е^р^а^в^н^о^м^е^р^н^о^с^т^и^р^а^с^п^р^е^д^е^л^е^ни^я^н^а^г^р^у^з^к^и^п^о^ш^и^р^ин^е^в^е^нц^а^.

Выбираем по графику в зависимости от твёрдости рабочих поверхностей зубьев, схемы нагружения и параметра ψ_bd1 cosδ₁[1,с.50];

tgδ₂ U

180 atan ( U ) 180 atan ( 2)



 63.435 °

^δ₂_.

^π

^⁹⁰^^δ₂_.^⁹⁰^^63.435^^26.565^°

^δ₁_.

^c^os^δ₁^^0.89443

^sⁱⁿ^δ₁^^0.447214

 1.15 .

^КHβ

_36.₃__1.1₅_₁₀³_₂²_₁

^Tе1^^КHβ ^¹⁰^

U  1

мм.

^d₁_.

^^К_d^

 77

 71.1

^0.8⁵^^ψ_bd₁^^σ_HP²^^U

 70 мм .

_0.8₅__0.₄__417.₃²_₂

Принимаем:

^d₁

2.2.2 Определяем ширину зубчатого венца:

^b⁼^ψ_bd₁^^d₁^;

b  ψ_bd₁ d₁ 0.4 70  28 мм.

2.2.3 Определяем внешний делительный диаметр шестерни ^d_е₁

Принимаем: b  28 мм

^^d₁^^b^^sⁱⁿ^δ₁^;

^d_е₁_.

82.52 мм .

^d_е₁

^^d₁^^b^^sⁱⁿ^δ₁^⁷⁰^²⁸^^0.447214^

2.2.4 Определяем предварительное внешнее конусное расстояние:

^d_е₁

82.52

[5,c.50]

^R_e^



 92.26 мм

²^^sⁱⁿ^δ²^^0.447214

2.2.5 Проверяем рекомендацию:

 .  0.3 ;

^ψ_b_R_e_.

^R_e

 0.303 .  0.3 ,

что соответствует рекомендации [5,c.49] .

 

^ψ_b_Re

^R_e^92.26

²^.²^.⁶^О^п^р^е^д^е^л^я^е^м^в^н^е^ш^ни^й
о^к^р^у^ж^н^ой^м^о^д^у^ль^т_е^п^о^р^е^к^о^м^е^н^д^а^ц^и^и^:

b 28

^b^¹⁰^^m_e^;

^m_e_.^^^^2.8

мм .

10 10

По СТ СЭВ 310-76 принимаем:

. [3,c.169].

^m_e^³

2.2.7 Определяем средний окружной модуль т :

^^m_e^¹^^0.⁵^^ψ_b_R_e ^;

^m_.

^^m_e^¹^^0.⁵^^ψ_b_R_e

 3 ( 1  0.5 0.303) 

2.5455

мм

2.2.8 Определяем число зубьев шестерни и колеса

^Z_.₁

^Z_.₂

^d_е₁

^>^Z_m_i_n⁼¹⁷^;

[5,c.49-50]

^Z_.₁



^d_е₁

82.52

 27.5 ;

^Z₁_.



Принимаем (с целью минимизации отклонения передаточного числа) :

^Z₁^²⁸^.

;

[5,c.37]

^Z₂_.

^^U^^Z₁^²^²⁸^^56.0

^П^р^ини^м^а^е^м^:^Z₂^⁵⁶^.

2.2.9 Уточняем параметры

Внешние делительные диаметры:

^мм;

^d_e₁

^^Z₁^^m_e^²⁸^³^^84.0

^^Z₂^^m_e^⁵⁶^³^^168.0^м^м^.

^d_e₂

Средние делительные диаметры:

^^d_e₁^^b^^sⁱⁿ^δ₁^^84.0^²⁸^^0.447214^^71.478^мм^;

^d_.₁

^м^м.

^d_.₂

^^d_e₂^^b^^c^os^δ₁^^168.0^²⁸^^0.89443^^142.956

Уточняем внешнее конусное расстояние:

 0.5

^^d_e₂^^0.⁵^^84.0^^168.0^^93.915 мм^.

^R_e_.

^d_e₁

Среднее конусное расстояние:

^^R_e^^0.⁵^^b^;

^R_т.

^R_т^^R_e_.^^0.⁵^^b^^93.915^^0.⁵^²⁸^^79.915^мм^.

2.3 Проверочные расчёты передачи на контактную усталость активных поверхностей

зубьев выполняем по условию контактной прочности

W_H_t U² 1

^^Z_E^^Z_H^^Z_ε^

^^σ_HP^;

[4,с.269];

^σ_._H

0.85 d  U

^г^д^е^Z_E^-^к^о^э^ф^ф^ици^е^н^т^,^у^ч^и^т^ы^в^а^ю^щ^и^й^м^е^х^а^ни^ч^ес^к^и^е^с^в^о^й^с^т^в^а^з^у^б^ч^а^т^ы^х^к^ол^ес^;

[1,с.113];

^Z_E^¹⁹⁰

^Z_H^-^к^о^э^фф^иц^и^е^н^т^,^у^ч^и^т^ыв^аю^щ^и^й^ф^ор^м^у^с^о^п^р^я^ж^е^н^н^ы^х^п^о^в^е^рх^н^о^с^т^е^й^з^у^б^ь^е^в^в^з^а^ц^е^-

^п^л^е^н^ии^;^Z_H^^2.41

[1,с.113];

^Z_ε^-^к^о^э^фф^и^ци^е^н^т^,^у^ч^и^т^ы^в^аю^щ^и^й^с^у^м^м^а^р^н^у^ю^д^л^ин^у^к^о^н^т^а^к^т^н^ы^х^л^ини^й^;

^Z_ε^^1.

^W_Ht^-^у^д^е^л^ь^н^а^я^р^а^с^ч^ё^т^н^а^я^о^к^р^у^ж^н^а^я^с^и^л^а^:

^K_H^^F_t

;

^W_Ht



^K_H^-^к^о^э^фф^и^ц^и^е^н^т^н^а^г^р^у^з^к^и^о^п^р^е^д^е^л^я^е^т^с^я^п^о^з^а^в^и^с^и^м^о^с^т^и^:

^^K_A^^K_HV^^К_H_β^^K_H_α^;

[1,с.14]

^K_H

^г^д^е^K_A^-^к^о^э^фф^и^ц^и^е^н^т^,^у^ч^и^т^ыв^аю^щ^и^й^в^н^е^ш^н^ю^ю^д^ин^а^м^и^ч^ес^к^у^ю^н^а^г^р^у^з^к^у^;

[1,с.15];

^K_A^^1.^,

^K_HV^-^к^о^э^фф^и^ци^е^н^т^,^у^ч^и^т^ы^в^аю^щ^и^й^д^ин^а^м^и^ч^ес^к^у^ю^н^а^г^р^у^з^к^у^,^в^о^з^ни^к^аю^щ^у^ю^в^з^а^ц^е^-^п^л^е^ни^и

до зоны резонанса;

^0.¹^^d_.₁^ⁿ₁

;

^υ^

2000

^0.¹^^d_.₁^ⁿ₁

0.1 71.478 1445

^υ^



 5.16 м/с ;

2000

При такой скорости следует принять 8 степень точности и тогда:

 1.05 , [5,с.40];

^K_HV

^К_H_β^-^к^о^э^ф^ф^ици^е^н^т^,^у^ч^и^т^ы^в^а^ю^щ^и^й^н^е^р^а^в^н^о^м^е^р^н^о^с^т^ь^р^ас^п^р^е^д^е^л^е^ни^я^н^а^г^р^у^з^к^и^м^е^жд^у

зубьями;

^К_H_β^^1.15

[1,с.50];

^K_H_α^-^к^о^э^ф^ф^ици^е^н^т^,^у^ч^и^т^ы^в^а^ю^щ^и^й^р^ас^п^р^е^д^е^л^е^н^и^е^н^а^г^р^у^з^к^и^м^е^ж^д^у^з^у^б^ь^я^м^и^;

[1,с.18];

^KHα

 1.

;

^K_H^^K_A^^K_HV^^К_H_β^^K_H_α^¹^.^^1.0⁵^^1.1⁵^^1.^^1.207

Исходная окружная силa :

2 T_е₁ 10³

₂__36.₃_₁₀³

^Н.

^F_t^



 1015.7

71.478

^K_H^^F_t

1.207 1015.7

^W_Ht



43.78 Н/мм

^W_H_t^^U²^¹

_43.7₈_₂²_₁

^σ_H^^Z_E^^Z_H^^Z_ε^

 190 2.41 1.

 411.0 МПа

0.85 d  U

0.85 71.478 2

Определяем процент перегрузки:

^σ_H^^σ_HP

411.0  417.3

 100 

 100  1.5

417.3

^σ_HP

^Ч^т^о^д^о^п^у^с^т^и^м^о,^т^а^к^к^а^к^п^о^п^р^ин^я^т^ы^м^в^м^а^ш^ин^о^с^т^ро^е^ни^и^н^ор^м^а^м^д^ля^σ_H^д^о^п^у^с^к^ае^т^с^я

отклонение +5% (перегрузка) и -10% (недогрузка).

2.4 Проверочный расчёт на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию

прочности

^σ_F^^σ_F_P^;

[1,с.29]

Расчётное местное напряжение при изгибе определяем по формуле:

^К_F^^Y_F_S^^Y_β^^Y_ε^^F_t

;

[1,с.29]

^σ_F^

0.85 m b

^Для^к^о^э^фф^ици^е^н^т^а^н^а^г^р^у^з^к^и^К_F^п^р^ини^м^а^ю^т^:

^К_F^^K_A^^K_F_V^^K_F_β^^K_F_α;

где K_A- коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

[1,с.29]

[1,с.29];

^K_._A

 1.

^K_F_V^-^к^о^э^ф^ф^ици^е^н^т^,^у^ч^и^т^ы^в^а^ю^щ^и^й^д^ин^а^м^и^ч^ес^к^у^ю^н^а^г^р^у^з^к^у^в^з^а^ц^е^п^л^е^ни^и^д^о^з^о^н^ы

резонанса;

[5,с.43];

^K_F_V

 1.45

^K_F_β^-^к^о^э^фф^ици^е^н^т^,^у^ч^и^т^ыв^а^ю^щ^и^й^н^е^р^а^в^н^о^м^е^р^н^о^с^т^ь^р^а^с^п^р^е^д^е^л^е^ни^я^н^а^г^р^у^з^к^и^п^о^д^л^и^н^е

контактных линий;

 1.21 [1,с.59];

^KFβ

^K_F_α^-^к^о^э^фф^ици^е^н^т^,^у^ч^и^т^ыв^а^ю^щ^и^й^р^ас^п^р^е^д^е^л^е^ни^е^н^а^г^р^у^з^к^и^м^е^жд^у^з^у^б^ь^я^м^и^;

[1, стр.31]

К_F K_._A K_F_V K_F_β K_F_α 1. 1.45 1.21 1.  1.754

^KFα

 1.

^Y_F_S^-^к^о^э^фф^ици^е^н^т^,^у^ч^и^т^ыв^а^ю^щ^и^й^ф^ор^м^у^з^у^б^а^и^к^о^нц^е^н^т^р^а^ци^ю^н^а^п^р^я^ж^е^ни^й^,

определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев

^Z₁

;

[3,с.159]

^Z_r_e_d



^c^os^δ₁

^Z₁

31.3 ;

^Z_r_e_d₁

^^3.9[5,с.42];



^c^os^δ₁

0.89443

при этом

^Y_F₁

^Z₂

^Z_r_e_d₂

 3.61 [5,с.42];



125.2 ;

^sⁱⁿ^δ^0.447214

при этом

^Y_F₂

Расчёт следует выполнять для менее прочного колеса, то есть у которого отношение

^σ_F_P

^σ_FP₁

265.0

меньше:

Шестерня:

^67.9.



^Y_F

^Y_F₁

^σFP2

3.9

233.0

Колесо:

 64.5 .



^Y_F₂

3.61

Принимаем:

^^Y_F₂^^3.61^.

^Y_F_S

^Y_ε^-^к^о^э^ф^ф^ици^е^н^т^,^у^ч^и^т^ы^в^а^ю^щ^и^й^п^е^р^е^к^р^ы^т^и^е^з^у^б^ь^е^в^;

^Y_ε^^1.

[1,с.32] ;

^Y_β^-^к^о^э^фф^и^ци^е^н^т^,^у^ч^и^т^ы^в^аю^щ^и^й^н^а^к^лон^з^у^б^а^;

[1,с.32] ;

^Y_β

 1.

Подставляем все значения в формулу для проверочного расчёта передачи:

^К_F^^Y_F_S^^Y_β^^Y_ε^^F_t

1.754 3.61 1. 1. 1015.7

^106.2^М^П^а;

^σ_F^



0.85 m b

0.85 2.5455 28

^ч^т^о^з^н^а^ч^и^т^е^л^ь^н^о^ни^ж^е^σ_FP₂^²³³^М^П^а^,^н^о^э^т^о^н^е^л^ь^з^я^р^асс^м^а^т^р^и^в^а^т^ь^к^а^к^н^е^д^о^г^р^у^з^к^у

данной передачи, поскольку основным критерием её работоспособности является контакт- ная усталость.

2.5 Определение геометрических параметров колёс

²^.⁵^.¹^В^н^е^ш^н^я^я^в^ы^с^о^т^а^г^оло^в^к^и^з^у^б^а^h_a_e^:

^h_a_e^^m_e^³^мм^;

Внешняя высота ножки зуба h_f_e:

[5,с.50]

^^1.²^^m_e^^1.²^³^^3.6 мм^;

[5,с.50]

^h_f_e

²^.⁵^.²^В^н^е^ш^н^и^е^д^и^а^м^е^т^ры^в^е^р^ш^и^н^з^у^б^ь^е^в^d_a_e^:

d_a_e d_e 2 h_a_e cosδ ;

[5,с.50]

мм ;

^d_a_e₁

^^d_e₁^²^^h_a_e^^c^os^δ₁^^84.0^²^³^^0.89443^^89.367

^d_a_e₂

^^d_e₂^²^^h_a_e^^sⁱⁿ^δ₁^^168.0^²^³^^0.447214^^170.683^мм^;

Внешние диаметры впадин зубьев:

^d_f_e

^^d_e^²^^h_f_e^^c^os^δ

[5,с.50]

^мм;

^d_f_e₁

^^d_e₁^²^^h_f_e^^c^os^δ₁^^84.0^²^^3.⁶^^0.89443^^77.56

^^d_e₂^²^^h_f_e^^sⁱⁿ^δ₁^^168.0^²^^3.⁶^^0.447214^^164.78 мм^;

^d_f_e₂

^h_a_e

²^.⁵^.³^У^г^ол^г^оло^в^к^и^з^у^б^а^θ_а^:

^t^g^θ_a^

^R_e

180  ^hae 

180

 



^θ_a^^^a^t^an



 1.83 ;

  atan

 ^93.915

_^R^e^._

^π

^h_f_e

^У^г^ол^н^о^ж^к^и^з^у^б^а^θ_f^:

^t^g^θ_f^

^R_e

 ^hfe 

180

___^3.6



^θ_f^^^a^t^an



  atan

 2.195 ;

 ^93.915

_^R^e^._

^π

2.6 Определение сил, действующих в зацеплении

2.6.1 Окружная сила:

Н ;

^F_t^^1015.7

²^.⁶^.²^Р^а^д^и^а^л^ь^н^а^я^с^и^ла⁽^з^д^ес^ь^α_w

 0.3637 ):

^²⁰^°^t^g^α_w

^F_r₁

^^F_t^^t^g^α_w^^c^os^δ₁^^1015.⁷^^0.363⁷^^0.89443



330.4 Н ;

[4,с.263]

2.6.3 Осевая сила

^Fa1

Н ;

[4,с.263]

^^F_t^^t^g^α_w^^sⁱⁿ^δ₁^^1015.⁷^^0.363⁷^^0.447214



165.2

Н ;

^F_a₂

^^F_r₁^^330.4

^F_r₂

^^F_a₁^^165.2

1 / 41 2 3 4 > Следующая >>>

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]

#
17.04.2015339.87 Кб16801-Способы получения низких температур.pdf
#
17.04.2015331.89 Кб5602-Термодинам.основы теории холод.машин.pdf
#
17.04.2015531.62 Кб9004-Компрессоры.pdf
#
20.11.2018761.35 Кб205,06,11.docx
#
15.12.2018192 Кб5069625.doc
#
26.09.20191.18 Mб31,2,3,4,5,7,10 Пуня .rtf
#
05.12.201847.1 Кб61-Характ.методов и средств измерений.doc
#
22.03.20162.59 Mб441. Бакалаврская работа (Чеботарев).docx
#
22.03.2016476.92 Кб251. Бакалаврская работа (Чеботарев).docx
#
22.03.2016445.12 Кб91. Бакалаврская работа (Чеботарев).docx
#
17.04.2015115.71 Кб101. РАБОЧАЯ ПРОГРАММА по ЭОИ. 2011.doc