КП год. Специальность. Группа. Раздел. ПЗ изм. Лист          № докум.                         Подпись дата

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 3 из 4Следующая ⇒

                                                     КП год. специальность. группа. раздел. ПЗ Изм. Лист          № докум.                        Подпись Дата

Лист

16

𝑚

𝑏2 =

Принимаю 𝑏2 =          мм [7, с.27, табл. №11]

[𝜎]𝐹 =        Мпа - допускаемое напряжение изгиба материала колеса

3.3. Угол наклона зубьев 𝛽𝑚𝑖𝑛  для косозубых передач:

𝛽𝑚𝑖𝑛 = arcsin(3,5 · 𝑏2)

𝛽𝑚𝑖𝑛 =

3.4. Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

для прямозубых колёс: 𝑍Ʃ = 𝑍1 + 𝑍2 = 2 · а𝑤/𝑚

𝑍Ʃ =

Принимаю 𝑍Ʃ =

для косозубых колёс: 𝑍Ʃ = 𝑍1 + 𝑍2 = 2 · а𝑤 · 𝑐𝑜𝑠𝛽𝑚𝑖𝑛/𝑚

𝑍Ʃ =

Принимаю 𝑍Ʃ =

3.5. Действительная величина угла наклона зубьев для косозубых передач:

𝛽 = arccos(𝑍Ʃ · 𝑚/2а𝑤)

𝛽 =

3.6. Число зубьев шестерни: 𝑍1 = 𝑍Ʃ/(1 + 𝑢)

𝑍1 =

Принимаю 𝑍1 =

КП год. специальность. группа. раздел. ПЗ Изм. Лист № докум.                        Подпись Дата

Лист

17

ф

𝑧

𝑢

𝑧 =

3.8. Фактическое передаточное число uф, проверить его отклонение ∆𝑢 от заданного u:

𝑢 = 𝑧2 = 1

∆𝑢 = |𝑢ф−𝑢| ∙ 100% =                                ≤ 5%

3.9. Фактическое межосевое расстояние: для прямозубых передач

𝑎𝑤 = (𝑧1 + 𝑧2) ∙ 𝑚/2

𝑎𝑤 =

для косозубых передач

𝑎𝑤 = (𝑧1 + 𝑧2) ∙ 𝑚/(2𝑐𝑜𝑠𝛽)

𝑎𝑤 =

3.10. Основные геометрические параметры передачи, мм.

Параметр

шестерня

Колесо

прямозубое

косозубое

прямозубо е

косозубое

Д и а м е т р

Делительный

𝑑1 = 𝑚 ∙ 𝑧1

𝑑1 = 𝑚 ∙ 𝑧1/𝑐𝑜𝑠𝛽

𝑑2 = 𝑚 ∙ 𝑧2

𝑑2 = 𝑚 ∙ 𝑧2/𝑐𝑜𝑠𝛽

Вершин зубьев

𝑑𝑎1 = 𝑑1+2m

𝑑𝑎2 = 𝑑2+2m

Впадин зубьев

𝑑𝑓1 = 𝑑1-2,4m

𝑑𝑓2 = 𝑑2-2,4m

Ширина венца

𝑏1 = 𝑏2 + (3 ….5) =

𝑏2 = 𝜓𝑎 ∙ 𝑎𝑤 =

КП год. специальность. группа. раздел. ПЗ Изм. Лист № докум.                        Подпись Дата

Лист

18

𝑡  ф

𝑑 𝑏

2  2

𝑡

𝑡

𝐻𝛼

𝐹

𝜎 =                           ≤ 𝜎

[ ]

𝐹

𝜎 =                                       ≤ 𝜎

[ ]

3.11. Расчёт зубьев на контактную прочность.

Проверка зубьев на контактную прочность: расчётное контактное напряжение 𝜎𝐻                               не должно превышать допускаемой величины [𝜎]𝐻

𝜎𝐻 = 𝐾√𝐹 ∙(𝑢∙ +1) ∙ 𝐾𝐻𝛼 ∙ 𝐾𝐻𝛽 ∙ 𝐾𝐻𝑣 ≤ [𝜎]𝐻

𝜎𝐻 =

где К= …….       – вспомогательный коэффициент.

𝐹 = 2𝑇 ∙ 103/𝑑2 - окружная сила в зацеплении, Н;

𝐹 =

𝐾 = ……              - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [7, с.28, табл. №13]

𝑉 = 𝜔2 ∙ 𝑑2/(2 ∙ 103), м/с

и степени точности передачи =…… [7, с.27, табл. №12]

𝑉 =

𝐾𝐻𝑣 =…………- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи [7, с.28, табл. №14]

3.12. Расчёт зубьев на выносливость при изгибе: для прямозубых передач

2 ∙ 𝑇 ∙ 103

𝐹    𝑌 ∙ 𝑚2 ∙ 𝑏2 ∙ 𝑧2             𝐹

𝜎𝐹 =

для косозубых и шевронных передач

2 ∙ 𝑇 ∙ 103 ∙ 𝑐𝑜𝑠𝛽

𝐹    𝑌 э ∙ 𝑚2 ∙ 𝑏2 ∙ 𝑧2 ∙ 𝑘𝑛𝑢             𝐹

КП год. специальность. группа. раздел. ПЗ Изм. Лист № докум.                        Подпись Дата

Лист

19

[

]

b

где, sF =………….

s F =…………расчётное и допускаемое напряжение от изгиба зуба, Т =………- расчётный момент на валу колеса, Нм;

Z2 =………- число зубьев колеса;

b =…………- угол наклона зубьев к образующей делительного цилиндра колеса;

m =………… – модуль зацепления, мм; 2 =…………- ширина колеса, мм;

Кnu =………- коэффициент, учитывающий повышение несущей способности, косозубых и шевронных колёс

YF =………….– коэффициент формы зуба колеса [7, с.28, табл. №15] YFэ =…………- коэффициент формы зуба колеса, эквивалентного

проверяемому косозубому или шевронному колесу: 𝑧𝑣2 = 𝑧2/𝑐𝑜𝑠𝛽 = [7, с.28, табл. №15]

3.13. Основные геометрические параметры зубчатой цилиндрической передачи.

Проектный расчёт

Шестерня

Колесо

Элементы зубьев (мм)

Высота головки зуба ℎ𝑎 = 𝑚 =

Высота ножки зуба   ℎ𝑓 = 1,25𝑚 =

Полная высота зуба ℎ = 2,25𝑚 =

Диаметр делительных окружностей

𝑑1 =

𝑑2 =

Диаметры окружностей выступов

𝑑𝑎1 =

𝑑𝑎2 =

Диаметры окружностей впадин

𝑑𝑓1 =

𝑑𝑓2 =

Ширина венца

𝑏1 =

𝑏2 =

КП год. специальность. группа. раздел. ПЗ Изм. Лист № докум.                        Подпись Дата

Лист

20

Проверочный расчёт

Параметр

Расчётные значения

Допускаемые значения

Контактные напряжения sН , МПа

Напряжения изгиба, sF , МПа

КП год. специальность. группа. раздел. ПЗ Изм. Лист № докум.                        Подпись Дата

Лист

21

[ ]

к

Б

t

Б

t

Т

t

Т

t

ш

= √       =

к

= √         =

ш                        к

4.1. Выбор материала валов.

Применяю термически обработанную сталь ……… [7, с.26, табл. №4]

4.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Проектный расчёт валов выполняется по напряжениям кручения. t  =10...30МПа

[ ] - для быстроходных валов, [ ] = 20МПа [ ] - для тихоходных. [ ] = 25МПа

4.3. Определение геометрических параметров ступеней валов. Для каждой ступени вала определяют d и длину l.

4.3.1. Диаметр вала под элемент открытой передачи:

3 Т ∙103 𝑑1ш                     0,2∙[𝜏]Б

Принимаю 𝑑1ш =          [7, с.29, табл. №18]

3 Т ∙103 𝑑1к         0,25∙[𝜏]Т

Принимаю 𝑑1к =           [7, с.29, табл. №18]

где, Т =……. и Т =……….- крутящие моменты равные вращающим моментам на валах

Длина вала под элемент открытой передачи: 𝑙1 = (0,8… 1,5) ∙ 𝑑1- под звёздочку;

𝑙1 =

𝑙1 = (1,2… 1,5) ∙ 𝑑1 - под шкив;

𝑙1 =

𝑙1 = (1,0… 1,5) ∙ 𝑑1- - под полумуфту; эл.двигатель;

𝑙1 =

Познавательные статьи:



Техника прыжка в длину с разбега

Тактические действия в защите

История Олимпийских игр

История развития права интеллектуальной собственности