Ім'я файлу: 53090471.docx
Розширення: docx
Розмір: 581кб.
Дата: 03.06.2021
скачати
Пов'язані файли:
Робота Дячука Захара учня 9-а класу від 14.01.21.docx
семінар.pptx
Задачі з права.docx
В основі прямої призми лежить прямокутний трикутник з катетами 3
Особливості роботи HR менеджера на підприємстві.docx

коэффициенты

a,b,

приведены в таблице 8.3 [12]:

a 345МПаb 1.24МПа

Тогда получим:
^Fа_ кр
3,14

4
36²

345

1,24
⁹⁰ =237451,8 МПа.

y
ⁿ 4,74.

P K_з

, (3.10)

где F– усилие на винте (грузоподъѐмность), F=50 кН;

S– площадь опорной поверхности витков, мм²;

K_з– суммарный коэффициент, учитывающий неполный контакт витков по

диаметру и неравномерность распределения давления между витками, K_з=1,2.

Площадь опорной поверхности витков определяется по формуле:
^{zh, (3.11)}

где

D_с – делительный диаметр винтовой передачи,

D_с=45 мм;

z– число витков гайки (число опорных витков), z=16;

h– высота зуба витка, h=4,5мм. Подставив значения в формулы, получим:

S 45

P

3,14

^{16 4,5}=10173,6 мм².

^1,2 =5,89 Н/мм².

2. 
   Расчѐт конической зубчатой передачи
   

1. 
   Выбор материала и термической обработки
   

Материалы для колѐс подбираются по таблице 2.1 [8]. Для повышения механических характеристик материалы колѐс подвергают термической

для шестерни:

HB_ср

285.5 _.

Базовые числа циклов нагружений:


HB
- при расчѐте на контактную прочность определяются по формуле 2.2 [8]:

для колеса:

N_HG 30
2,4

ср

12 10⁷

(3.13)

для шестерни:

^NHG
^NHG

30 248,5^2,4
30 285,5^2,4

16823044,669
23473395,97

• 
  при расчѐте на изгиб стр. 18 [8]:
  

^NFG

4 10⁶

N₂ 60 n₂

^L_h, (3.14)

• 
  для шестерни:
  

N₁ N₂
^U_з, (3.15)

где

n – частота вращения колеса, мин^-1,

n₂ =100;

2
L_h– время работы передачи, ч, L_h=1200 ч.

Тогда получим:

• 
  для колеса:
  

• 
  для шестерни:
  

N₂ 60


100 1200


^7200000,

^{N1 7200000 3 21600000}.
Коэффициент долговечности при расчѐте по контактным напряжениям определяется по формуле 2.4 [8]:

^ZN , при условии, что 1

Z_N Z_Nmax , (3.16)

• 
  для колеса:
  

Z_N

• 
  для шестерни:
  

Z_N

1,15_,

1,01_.

Коэффициент долговечности при расчѐте на изгиб определяется по формуле 2.5 [8]:

N
^YN <sup>, при условии, что 1 Y

Y</sup>Nmax

, (3.17)

где q=6 – для улучшенных зубчатых колѐс,

• 
  для колеса:
  

• 
  для шестерни:
  

Y_N

^YN ⁶

4000000

21600000

0,91


0,755_.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба определяют по формулам 2.6 [8]:

lim ^ZN

Flim ^YN
, (3.18)

Где

Hlim

• 
  предел контактной выносливости, Н/мм²;
  

Flim

• 
  предел изгибной выносливости, Н/мм²,
  

- для колеса:
lim
Flim

1,8

1,03

HB_ср 67


,
HB_ср

lim

1,8

248,5 67

514,3

1,03 248,5

_H514,3 1,15

255,955 ^,

591,445

- для шестерни:

_F255,955

0,91 232,92^,

lim

1,8

285,5 67

580,9

1,03 285,5

_H580,9 1,01

294,065 ^,

586,709

_F255,955

0,755 193,25^.

e2
d^' 165

, (3.19)

Где

^KHv

• 
  коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения,
  

^KHv

K_H

=1,25 [12];

• 
  коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине
  

контактных линий;

=0,85 – для прямозубых колѐс,
K_H


^2.0 , (3.20)

где – коэффициент ширины;

S– индекс схемы (табл. 2.3 [12]), S=4,





Подставив значения, получим:

. (3.21)

1,4677 _,
K_H 0,984_,


e2

d
^' 165 17,82_мм.


Размер колеса ограничен конструктивными размерами всего редуктора,


d

e2
поэтому принимаем ^' =150 мм.

Подставив значения, получим:

arctg(U_з);

,
(3.22)

₂ arctg(3)

71 567';

₁ 90

71 567'

28 033'.

Конусное расстояние определяется по формуле 2.35 [8]:

_d'


R
e2

, (3.23)

^e2 sin( )

Где

d'_e2

• 
  диаметр внешней делительной окружности колеса, мм;
  

• 
  угол делительного конуса для колеса,
  

R_e
⁷⁹мм.

Ширина колѐс определяется по формуле 2.36 [8]:

b 0.285

^R_e, (3.24)

^{b 0.285 79 22,53}мм.

5. 
   Модуль передачи
   

Внешний окружной модуль передачи определяется по формуле 2.37

[8]:
^me , (3.25)

T₂ – момент на колесе, Нм;
K_F

^1.7 . (3.26)

Подставив значения, получим:
K_F
m_e

0,8 _,
3.026_мм.

5. 
   Числа зубьев колѐс
   

Число зубьев колеса определяется по формуле 2.38 [8]:

_d'

2
_z e2

m_e

. (3.27)

Число зубьев шестерни определяется по формуле 2.39 [8]:
^z1 . (3.28)

Подставив значения, получим:
z₂

49,57 _,

принимаем


принимаем

z₂ =50;

z₁ =17.

z₁ 16,6 _,

arctg(U_ф);

1   ...   7   8   9   10   11   12   13   14   15

скачати