Методические указания.

Одним из наиболее распространенных видов разъемных соединений, применяемых во всех областях машиностроения, являются резьбовые соединения. При изучении их нужно внимательно рассмотреть типы и назначение резьб и крепежных деталей, средства стопорения (гаечные замки). Изучая резьбовые соединения, необходимо уяснить, что в большинстве случаев расчетов болтов (винтов) сводится к расчету на растяжение с учетом соответствующих поправочных коэффициентов.

Вопросы для самоконтроля.

1. Как классифицируются резьбы по геометрической форме и по на значению?

2.Почему для болтов (винтов, шпилек) применяют треугольную резьбу?

3. Когда применяются мелкие резьбы?

4. Как различают болты и винты по форме головок?

5. Какие устройства называют гаечными замками?

6. Как рассчитывают предварительно затянутый болт, дополнительно нагруженный осевой растягивающей силой?

7. Как рассчитывают болты, установленные в отверстие с зазором и без зазора при нагружении их поперечной силой?

Методические указания к выполнению контрольной работы.

К решению первой задачи контрольной работы следует приступить после изучения тем: «Основные понятия и аксиомы статики», «Плоская система сходящихся сил». При решении задач на плоскую систему сходящихся сил следует помнить, что проекция силы на ось по величине равна произведению силы на косинус угла между направлением действия силы и положительным направлением оси. Проекция силы на ось считается положительной, если ее направление совпадает с положительным направлением оси координат. И если не совпадет – отрицательной.

Пример № 1

Задание

Аналитически и графически определить реакции связей, удерживающих груз силой тяжести G = 1500 H

Аналитическое решение:

1. В точке О прикладываем силу тяжести груза G (активную силу). Освобождаем груз от связей и прикладываем реакцию гладкой поверхности R₁ (перпендикулярно ВС) и реакцию гибкой связи R₂ (параллельно ОА). Так как груз находится в равновесии, то получаем систему трех сходящихся в точке О сил.

2. Выбираем систему координат и составляем уравнения равновесия:

F_кх = 0; R₁+R₂cos60⁰-Gcos40⁰=0; (1)

F_кy= 0; R₂cos30⁰-Gcos50⁰=0; (2)

3. Определяем реакции связей R₁ и R₂, решая уравнение (1) и (2):

Из уравнения (2) R₂ = H

Из уравнения(1)R₁=-R₁cos60⁰+Gcos40⁰=-1113∙0,5+1500х0,7660=592Н

2. Графическое решение

   1. Выбираем масштабный коэффициент сил μ_F = 40 Н/мм.

Определяем отрезок, изображающий силу тяжести G:

аb = = =37,5 мм.

2. Полученная система сил находится в равновесии, поэтому силовой многоугольник должен быть замкнутым, т.е.:

₂(║ОА)+ + ( , (3)

3. Вычислим реакции связей R , полученные в результат графического решения уравнения (3);

R bc·μ_F=14,5·40=580 Н; R =ca·μ_F=28·40=1120 Н.

3.Проверка

Вычисляем ошибки, полученные при определении реакции связей R₁ и R₂ аналитическим и графическими способами:

К решению второй задачи перейти после изучения тем: «Пара сил», «Плоская система произвольно расположенных сил». Необходимо помнить, что моментом силы относительно точки называется перпендикуляр, проведенный из точки на линию действия силы или ее продолжение. Момент силы относительно точки считается положительным, если он вращает тело в направлении часовой стрелки, и отрицательным, если против часовой стрелки. Заметим, что момент силы относительно точки равен нулю, если линия действия силы проходит через точку, относительно которой определяют момент данной силы.

Пример №2

Задание

Для консольной балки, нагруженной равномерно распределенной нагрузкой интенсивностью q, силой F и парой сил с моментом М, определить опорные реакции заделки, если q=20 кН∕м, F=10 кН, М=5 кН∙м, а=0,4 м

Решение

1. Выбираем систему координат хАу, совмещая ось х с балкой, а ось у направляя перпендикулярно оси х. Освобождаем балку от связей и прикладываем реакции связей: реактивный момент М_А и составляющие реакции R_А по осям координат R_АХ и R_АУ. Равнодействующую равномерно распределенной нагрузки F_q=q·2а=20·2·0,4=16 кН, приложенную в точке пересечения диагоналей прямоугольника, переносим по линии ее действия в середину участка CD – в точку К.

2. Для полученной плоской системы сил составляем 3 уравнения равновесия и определяем опорные реакции.

1. Определяем реактивный момент М_А:

=0; М_А –М+F_q3a-F·АЕ=0.

Определяем плечо силы F относительно точки А. Для этого из точки А опускаем перпендикуляр АЕ на линию действия F. Из Δ АВЕ определяем плечо силы F:

АЕ=АВ·sin60⁰=5а· sin60⁰= 5·4·0,8560=1,732 м.

2. Определяем реакцию R_АХ:

∑F_КХ=0; R_АХ+F·cos60⁰=0;

R_АХ= - F·cos60⁰= -10·0,5 кН.

Реакция R_АХ получилась отрицательной, следовательно ее действительное направление противоположно предварительно выбранному.

3. Определяем реакцию R_АУ:

∑F_КУ=0; R_АУ-F_q +F·cos30⁰=0;

R_АУ= F_q - F·cos30⁰=16 -10·0,8660=7,340 кН.

3. Проверка

∑Μ_В( )=0; М_А+R_АУ·5а – М - F_q·2а=0;

3,120+7,340·5·0,4 – 5 - 16·2·0,4=0

Условие равновесия ∑Μ_В( )=0 выполняется.

Приступая к решению третьей задачи, необходимо проработать тему «Растяжение и сжатие», изучить метод сечений для определения внутренних силовых факторов и следует получить четкое представление о видах нагружения, напряжениях, перемещениях. Растяжением (сжатием) называют такой вид деформации бруса, при котором в его поперечных сечениях возникает только один внутренний силовой фактор – продольная сила N, которая численно равна алгебраической сумме величин их сил, действующих на оставленную часть: N=ΣF. При растяжении продольная сила положительна, а при сжатии – отрицательна. При растяжении и сжатии в поперечном сечении бруса возникают нормальные напряжения

σ = ;

Где А – площадь поперечного сечения бруса. Удлинения (укорочения) отдельных участков бруса определяются по формуле.

Δ = ,

Где - длина соответствующего участка, Е – модуль упругости 1 рода.

Пример №3

Задание

Двухступенчатый стальной брус нагружен силами F_1, F₂ и F_3. Площади поперечных сечений ступеней А₁ и А₂. Построить эпюры продольных сил, нормальных напряжений и перемещений сечений бруса, приняв Е= 2·10⁵ Н/мм² , если а=0,2 м, А₁=1,9 см², А₂=3,1 см²,

F₁=30 кН, F₂=38 кН и F₃=42 кН.

Решение

1. Разбиваем брус на 5 участков, начиная от свободного конца. Границами участков являются сечения, в которых приложены внешние силы и места изменения размеров поперечного сечения.

2. Методом сечений определяем продольную силу для каждого участка:

N₁=0; N₂=F₁=30 кН; N₃=F₁=30 кН; N₄=F₁ –F₂=30 – 38= -8 кН;

N₅=F₁ –F₂ – F₃=30 – 38 – 42 = -50 кН.

Строим эпюру продольных сил в масштабе μ = 2 кН/мм.

3. Определяем напряжения в поперечных сечениях каждого из участков:

σ₁ = ; σ₂ =

σ₃=

σ₄=

σ₅=

Строим эпюру нормальных напряжений в масштабе μ = 10 Н/мм²·мм.

4. перемещение свободного конца бруса определяем как сумму удлинений (укороченной) участков бруса.

λ =

Перемещение свободного конца бруса:

λ=0,158+0,097 – 0,026 – 0,161 =0,068 мм.

Определяем перемещения сечений:

λ _В=0; λ_с =Δ = -0,161 мм;

λ _Д= λ _с + Δ = -0,161 – 0,026= -0,187 мм;

λ _К= λ _Д + Δ = -0,187 + 0,097= -0,090 мм;

λ _L= λ _К + Δ = -0,090+ + 0,158= 0,068 мм;

λ _М= λ _L=0,068 мм.

Строим эпюру перемещений сечений бруса в масштабе

μ =1·10^-5 м/мм.

К решению четвертой задачи приступайте после изучения темы «Изгиб». Изгиб- это такой вид деформации бруса, при котором в его поперечных сечениях возникают изгибающие моменты. В большинстве случаев одновременно с изгибающими моментами возникают и поперечные силы: такой изгиб называют поперечным; если поперечные силы не возникают, изгиб называют чистым. Изгибающий момент М_Ζ в любом сечении бруса численно равен алгебраической сумме моментов внешних сил и пар сил, действующих на отсеченную часть, относительно центра тяжести сечения: М_Ζ=ΣM. Поперечная сила в произвольном сечении бруса численно равна алгебраической сумме внешних сил, действующих на отсеченную часть: Q_У=ΣF. Поперечная сила считается положительной, если внешние силы поворачивают отсеченную часть балки относительно рассматриваемого сечения по ходу часовой стрелки и отрицательной, если внешние силы поворачивают отсеченную часть балки относительно рассматриваемого сечения против хода часовой стрелки. Изгибающий момент считается положительным, если внешние моменты и силы, мысленно закрепленные в рассматриваемом сечении, отсеченную часть бруса изгибают выпуклостью вниз, и отрицательным, если внешние моменты и силы изгибают отсеченную часть бруса выпуклостью вверх. Между изгибающим моментом М_Ζ, поперечной силой Q_У и интенсивностью распределенной нагрузки q существует дифференциальные зависимости:

Характерными являются те сечения балки, где приложены сосредоточенные силы и моменты, а также сечения, ограничивающие участки с равномерно распределенной нагрузкой. Для построения эпюр Q_У и М_Ζ необходимо использовать правила построения эпюр, приведенные на стр.287 (1) и на стр.168 (2).

Для подбора сечения балки из условия прочности определяют необходимое значение осевого момента сопротивления:

W_x≥ ,

где [σ] – допускаемое напряжение.

Пример №4

Задание

Для двухопорной балки определить реакции опор, построить эпюры поперечных сил и изгибающих моментов. Найти максимальный изгибающий момент и подобрать необходимые размеры «b» и «h» деревянной балки прямоугольного поперечного сечения, приняв h = 2b и [σ] = 10 H/мм², если q =20 кН/м, F =10 кН, М = 5 кН·м, а=0,4 м.

Решение

1. Определяем реакции опор:

ΣΜ_А =0; q·2a·2a – F·4a–Μ–R_b·6a=0;

R_В= кН;

R_В= кН;

Проверка:∑F_ку=0, R_А-q·2a+F+R_В=0;

9,42 - 20·2·0,4+10-3,42=0; 0=0

2.Разбиваем балку на 5 участков и определяем поперечную силу Q_у для каждого участка:

Q_У1=R_A=9,42 кН; Q_У2=R_A–q(x-a), a ;

при х=а Q_У2=R_A=9,42 кН;

при х=3а Q_У2=R_A -q·2a=9,42-20·2·0,4=6,58 кН;

Q_У3=R_В - F=3,42 - 10= -6,58 кН;

Q_У4=R_В=3,42 кН Q_У3= Q_У4=3,42 кН

Эпюру поперечных сил Q_У строим в масштабе μ_Q=1 кН/мм.

3.Определяем положение сечения С, в котором Q_у=0:

Q_ус=R_A- q(x_c-a)=0, откуда x_c= R_A/ q+a=9,42/20+0,4=0,871 м.

4.Определяем изгибающий момент М_z для каждого участка:

М_z1=R_А·x, 0≤x≤а;

При х=0 М _z1=0;

При х=а М_z1=R_А·а=9,42·0,14=3,768 кН·м.

М_z2=R_А·x- q(x-a)²/2, а≤x≤3а;

При х=а М_z2= R_А·а=9,42·0,4=3,768 кН·м;

При х=3а М_z2= R_А·3а-q·2a²=9,42·3·0,4-20·2·0,4²=4,900кН·м

При х=х_с

М_z2= R_А·х_с- =9,42·0,871- =5,987кН·м

М_z3= - R_В·х+М+F(х-2а), 2а≤x≤3а;

При х=3а М_z3= - R_В·3а+М+F·а=-3,42·3·0,4+5+10·0,4=4,900кНм,

При х=2а М_z3= - R_В·2а+М=-3,42·2·0,4+5=2,264 кН·м

М_z4= - R_В·х+М, а≤x≤2а;

При х=2а М_z4= - R_В·2а+М=-3,42·2·0,4+5=2,264 кН·м;

При х=а М_z4= - R_В·2а+М=-3,42·0,4+5=3,632 кН·м

М_z5= - R_В·х, 0≤x≤а;

При х=а М_z5= - R_В·а=-3,42·0,4=-1,368 кН·м

При х=0 М_z5= 0.

Эпюру изгибающих моментов М_z строим в масштабе μ_м=0,5 кН·м/мм.

5. Исходя из эпюры изгибающих моментов сопротивления при изгибе:

W_z= =598,7·10³ мм.

Для прямоугольника момент сопротивления W_z= = = ,

Откуда: ширина сечения b= = =96,5 мм;

Высота сечения h=2b=2·96,5=193мм.

В пятой задаче требуется выполнить кинематический расчет привода, состоящего из электропривода и двух передач.

Шестая задача – расчет одного из видов передач в закрытом исполнении (зубчатая цилиндрическая или коническая, червячная)

При расчете принимать следующее значение КПД передач: η_подш=0,99; η_ц.п.=0,95; η_р.п.=0,96; η_зуб.=0,97; η_ч.п.=0,77…0,85. Следует иметь в виду, что при выборе твердости заданного материала по таблице и для определения допускаемых напряжений рекомендуется; при расчете прямозубых передач твердость материала шестерни брать на 20…30 единиц НВ₁=НВ₂+(20…30), что обеспечивает лучшую приработку зубьев и примерно одинаковый износ шестерни и колеса, при расчете косозубых и шевронных передач НВ₁= НВ₂+(50…80), что позволяет существенно повысить нагрузочную способность этих передач.

Исходные данные для Р и n и кинематическую схему выбрать из таблицы.

Пример №5

Задание

Для привода рабочей машины, состоящей из механических передач, требуется определить угловые скорости и вращающие моменты на валах с учетом коэффициента полезного действия. Передаточное число редуктора u_р=2,8. Мощность электродвигателя Р_дв=7,0 кВт при частоте вращения n_дв=750 мин^-1. Ресурс работы t=25000 ч.

Решение

1. Определяем передаточное число ременной передачи без учета скольжения:

u₁= u_р.п.=

2. Частота вращения (ведущего вала ременной передачи) электродвигателя

рад/с.

3. Частота вращения (ведомого вала ременной передачи) ведущего вала редуктора

рад/с.

4. Частота вращения ведомого вала редуктора

u_р= , откуда u_р=39,2/2,8=14 рад/с.

5. Вращающий момент на валах:

на валу электродвигателя

М_дв= Н·м;

на ведущем валу редуктора

u₁= , откуда М₁= u_ремМ_двη_рем,

где η_р.п.=0,96 КПД ременной передачи;

М₁=2·0,96·89,1=171,2 Н·м;

на ведомом валу редуктора М₂=М₁u_рη_р,

где η_р=0,97·0,993=0,95 – КПД редуктора, тогда

М₂=171,2·2,8·0,95=455,4 Н·м.

Пример №6

Задание

Расчет редукторной передачи. Рассчитать закрытую косозубую цилиндрическую нереверсивную передачу общего назначения с ресурсом работы t=25000 ч.

Решение

Расчет производим по данным примера.

1. Момент на ведущем валу редуктора М₁=455,4 Н·м; передаточное число редуктора u_р=2,8.

2. Материал для зубчатой передачи выбираем по таблице, для шестерни принимаем сталь 40 Х (поверхность зубьев подвергается азотированию), НВ=240.

3. Предел контактной выносливости определяем по эмпирической формуле σ_но=2НВ+70 МПа:

σ_но1=2·490+70=1050 МПа;

σ_но2=2·240+70=550 МПа ;

4. Допускаемые напряжения

K_HL,

где [n]=1,2 – коэффициент безопасности при поверхностном упрочнении зубьев;

K_HL=1 – коэффициент долговечности при длительной работе редуктора 36000 ч:

для шестерни [σ]_Н1=1050/1,2 =876 МПа;

для колеса [σ]_Н2=550/1,2 =458 МПа.

5.Межосевое расстояние

=430(u_р+1) =430(2,8+1)· =120 мм,

где ψ_ba=0,3…0,6 – коэффициент ширины колеса.

Для не прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение [σ]=0,45([σ]_Н1+[σ]_Н2)=0,45(876+458)=600 МПа. Принимаем коэффициент неравномерности нагрузки К_Hβ=1.

6. Нормальный модуль определяем по эмпирическому соотношению m_n=(0,01…0,02)·=(0,01…0,02)·120=1,2…2,4 мм, по ГОСТ принимаем m_n=2мм.

7. Ширина венца зубчатого колеса b₂=ψ_ba=0,42·120=50 мм.

8. Число зубьев определяем, предварительно задавшись углом их наклона β=10⁰:

шестерни

z₁= = =31;

колеса z₂=u_p z₁=2,8·31=87.

9.Фактическое передаточное число редуктора u_p=87/31=2,8.

10.Диаметры колес. Делительные диаметры:

шестерни

d₁= мм;

колеса

d₂= мм.

Диаметр вершин зубьев d_а= d+2m_n:

шестерни

d_а1=63,26+2·2=67,26 мм;

колеса

d_а2=156,74+2·2=160,74 мм.

Диаметр впадин зубьев d_f1= d₁-2,5m_n:

d_f1= 63,26 -2,5·2=58,26 мм;

колеса

d_f2= 160,74 –2,5·2=151,74 мм

11.Силы, действующие в зацеплении:

окружная

F_t1=F_t2= H;

радиальная

F_t1=F_t2= H;

осевая

F_t1=F_t2= F_ttgβ=5810·0,18=1046 H.

Пример № 7

Задание

Расчет закрытых зубчатых передач. Для привода рабочей машины, состоящей из механических передач, требуется определить угловые скорости и вращающие моменты на валах с учетом КПД. Передаточное число редуктора u_p=2,5; мощность электродвигателя Р=3 кВт при частоте вращения n₁=950 мин^-1.

Решение

1.Частоту вращения ведущего вала редуктора определяем по формуле

рад/с.

2.Передаточное число цепной передачи u_ц.п.=z₄/z₃=60/20=3.

3.Частоту вращения ведомого вала редуктора определяем из уравнения u_р=ω₁/ω₂, откуда ω₂=ω₁/ u_р=100/2,5=40 рад/с.

4.Частота вращения ведомого вала цепной передачи

ω₃=ω₂/ u_ц.п.=40/3=13,3 рад/с.

5. Вращающий момент на ведущем валу редуктора

М₁=Р₁/ω₁=3·10³/100=30 H·м.

6.Коэффициент полезного действия редуктора

η_р=η_зубη²_подш=0,97·0,99²=0,95.

7.Вращающий момент на ведомом валу редуктора

М₂=М₁η_рu_р=2,5·30·0,95=71,5 H·м,

что следует из u_р= М₂/М_1.

8. Вращающий момент на валу транспортера

М₃=М₁u₀η₀,

где η₀ – общий КПД привода

η₀=η_зубη_подшη_ц.п.=0,97·0,99³·0,95=0,91

u₀ – общее передаточное число

u₀=u_рu_ц.п.=2,5·3=7,5, тогда

М₃=30·7,5·0,91=205 H·м.

Пример №8

Задание

Определить основные размеры конической прямозубой передачи редуктора. Передача нереверсивная, общего назначения. Исходные данные для расчета – момент М₂, u_р, ω₁ и ω₂ – принять исходя из результатов решения примера 7.

Решение

1. По табл. 9.2 стр. 171 (4) учебника выбрать НВ стали 45:

для шестерни НВ 194-222;

для колеса НВ 180-192.

2. Определяем допускаемое контактное напряжение для материала колеса как менее прочного элемента передачи:

Предел контактной выносливости поверхности зубьев

=2НВ+ 70=2·190+70=450 МПа.

Коэффициент запаса прочности [n]=(1,2…1,3) принимаем [n]=1,2.

Коэффициент долговечности можно принять К_Н=1, тогда

МПа.

Внешний делительный диаметр колеса

мм,

где К_Нβ – коэффициент нагрузки, принимаем 1,2 при твердости

≤ НВ 350;

М₂ – вращающий момент, H·м;

[σ]_Н – допускаемое контактное напряжение, МПа;

u_р – передаточное число.

По ГОСТ 12289-76 принимаем d_e2=200 мм и ширину венца b=30 мм.

Число зубьев шестерни из рекомендуемого интервала z₁=18…28 принимаем z₁=20 и определяем число зубьев колеса z₂=2,5·20=50.

Окружной модуль

m_е=d_e2/z_e2=200/50=4 мм.

Основные геометрические параметры:

углы делительных конусов:

шестерни tgδ₁=1/u=1/1,25=0,4; δ₁=21⁰50;

колеса δ₂=90⁰ – δ₁=90⁰-21⁰50=68⁰10;

внешнее конусное расстояние для прямозубых передач

мм;

внешний делительный диаметр шестерни

d_e1=m_ez₁=4·20=80;

внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

d_аe= d_e+2m_еcosδ;

d_аe1=80+2·4·0,374=82,99 мм;

d_аe2=200+2·4·0,936=208,52 мм.

Окружная сила на среднем диаметре

= Н.

Осевая сила на шестерне

F_a1=F_ttgα·sinδ₁=825·0,364·0,374=110 H.

Радиальная сила на шестерне

F_r1=F_ttgα·соsδ₁=825·0,364·0,936=280 H.

Пример №9

Задание

Для привода рабочей машины рассчитать угловые скорости и вращающие моменты на валах с учетом КПД по следующим данным:

Мощность электродвигателя Р₁=1,8 кВт, частота вращения n₁=1430 мин^-1. Число зубьев ведущей звездочки z₃=18, ведомой z₄=45. Передаточное число редуктора u_р=15,5.

Решение

1. Определяем угловую скорость электродвигателя

рад/с.

2. Угловая скорость ведомого вала редуктора u_р=ω₁/ω₂, откуда ω₂=149/15,5=9,6 рад/с.

3. Передаточное число цепной передачи

u_ц.п.=z₄/z₃=45/18=2,5.

4. Угловая скорость ведомого вала цепной передачи u_з.п.=ω₂/ω₃, откуда ω₃=ω₂/u_ц.п.=9,6/2,5=3,86 рад/с.

5. Вращающий момент на валу червяка

М₁=Р₁/ω₁=1,8·10³/149=12,1 Н·м.

6. Принимаем КПД червячного редуктора при η_р=0,75…0,85.

7. Вращающий момент на валу червячного колеса определяем из уравнения u_р=M₂/(M₁η_р), откуда М₂=u_рМ₁η_р=15,5·12,1·0,85=159 Н·м.

8. КПД цепной передачи η_ц.п.=η_подшη_ц=0,99·0,96=0,95.

9. Момент на ведомом валу цепной передачи М₃=η_ц.п.М₂u_ц.п.=0,95·159·2,5=377 Н·м.

Пример №10

Задание

Рассчитать червячную передачу общего назначения с ресурсом работы t>20000 ч. Исходные данные и кинематическую схему взять из примера №9: u_р=15, 5, М=12,1 Н·м, ω₁=149 рад/с.

Решение

1. Принимаем число витков червяка в зависимости от передаточного числа z₁=2. рекомендуется принимать z₁=2 и z₁=4, нежелательно принимать z₁=1, так как при этом значении η=0,5, а z₃=3 не стандартизировано. Следует принимать z₁=2 при u=16…25 и z₁=4 при u=8…12,5.

2. Число зубьев червячного колеса z₂=z₁ u=2·15,5=31.

3. Коэффициент диаметра червяка q задаем из параметрического ряда: 8,0; 10,0; 12,5; 16,0; 20,0. Принимаем q=0,25·z₂=0,25·31=8

4. Скорость скольжения

4 м/с.

5. Материал червячного колеса выбираем по данным таблицы и определяем допускаемые контактные напряжения для червячных колес из условия стойкости против заедания.

При высоких скоростях скольжения 5-25 м/с принимаем оловянную бронзу БрОФ 10-1 по таблице учебника и [σ]_Н=0,67 σ_НО.

6. Из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей зубьев червячного колеса определяем межосевые расстояния (мм) передачи:

а_ω=307 ,

где M₂- момент на валу червячного колеса, Н·м;

z₂- число зубьев колеса;

q- коэффициент диаметра червяка;

К –коэффициент нагрузки, К=1,1…1,35,

а_ω=307 мм.

Полученное значение принимаем по ГОСТ 2144-76.

7.Осевой модуль

m= мм,

принимаем по ГОСТ 2144-76 m=6,3 мм.

8.Уточняем межосевые расстояния: а_ω=0,5 m(z+q)=0,5·6,3·(31+8)=122,85 мм.

9.Определяем основные геометрические параметры червяка и колеса:

d₁=qm=8·6,3=50,4 мм

d_a1=d₁+2m=50,4+12,6=63 мм

d_f1=d₁-2,4m=50,4