Полезное:
Как сделать разговор полезным и приятным
Как сделать объемную звезду своими руками
Как сделать то, что делать не хочется?
Как сделать погремушку
Как сделать так чтобы женщины сами знакомились с вами
Как сделать идею коммерческой
Как сделать хорошую растяжку ног?
Как сделать наш разум здоровым?
Как сделать, чтобы люди обманывали меньше
Вопрос 4. Как сделать так, чтобы вас уважали и ценили?
Как сделать лучше себе и другим людям
Как сделать свидание интересным?
Категории:
АрхитектураАстрономияБиологияГеографияГеологияИнформатикаИскусствоИсторияКулинарияКультураМаркетингМатематикаМедицинаМенеджментОхрана трудаПравоПроизводствоПсихологияРелигияСоциологияСпортТехникаФизикаФилософияХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника
|
Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые теоретические напряжения изгиба при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса = 1,03 · 220 = 226,6 ; = 1,03 · 190 = 195,7 ; так как ресурс передачи , то значение коэффициента долговечности . Допускаемые напряжения изгиба для шестерни: = 226,6 ; Допускаемые напряжения изгиба для колеса: = 195,7 .
4 Расчёт зубчатых передач редукторов 4.1 Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Определение межосевого расстояния: aw ≥ Ка (u+1) (13) Ка= 43 – для стальных косозубых колёс; Ψа= 0,32 – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в одноступенчатом цилиндрическом редукторе; Т3 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора; [σ]н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом; u – передаточное число редуктора; Кнв – коэффициент неравномерности нагрузки. Кнв=1. aw ≥ 43(7,1+1) = 169 мм Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего из ряда нормальных линейных размеров. Принимаем aw = 180 мм. Определяем модуль зацепления m: m ≥ (14) Кm = 5,8 – вспомогательный коэффициент d2 = (2* aw* uзп)/ (uзп +1) = 315,6 мм b2 = 0,32* aw = 0,32*180= 57,6 мм Округляем полученное значение модуля до стандартного m ≥ 1,25 мм. Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач: β = arcsin (15) β = arcsin = 4,360 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса: z⅀ = z1+z2 = (16) z⅀= (2*180*0,997)/1,25= 287 Уточняем действительную величину наклона зубьев для косозубой передачи: β = arcos (17) β = arccos = 4,780 Уточнённое значение β = 4,780. Определяем число зубьев шестерни: 35 (18) Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется z1≥ 18. Определяем число зубьев колеса: (19) Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного: (20) (21)
Определяем фактическое межосевое расстояние: мм (22) Определяем основные геометрические параметры передачи: диаметр делительный: d1= = = 43,9 мм (23) d2= = = 316,1 мм диаметр вершин зубьев: = 43,9 + 2*1,25 = 46,4 мм (24) 316,1+ 2*1,25 = 318,6 мм диаметр впадин: 43,9 – 2,5*1,25 = 40,775 мм (25) 316,1 – 2,5*1,25 = 312,975 мм Находим ширину венца:
b2 = 0,32* aw = 0,32*180= 57,6 мм По ряду Ra 40 табл. 13.15[4] принимаем значение b2 = 56 мм. b1 = b2+3 = 57,6+3=60,6 мм По ряду Ra 40 табл. 13.15[4] принимаем значение b1 = 60 мм Определяем окружную скорость и назначаем степень точности передачи: 0,5 м/с (26) При скорости меньше 4 м/с рекомендуется 9-я степень точности.
|