da 1 = d 1 +2 m = 61 +2 * 2,25 = 65,5 приймаємо 66
da 2 = d 2 +2 m = 353 +2 * 2,25 = 357,5 приймаємо 358
Діаметри кіл западин зубів шестерні і колеса
df 1 = d 1 -2,5 m = 61-2,5 * 2,25 = 55,375 приймаємо 55
df 2 = d 2 -2,5 m = 353-5,625 = 347,375 приймаємо 347
Робоча ширина зубчастого колеса
b 2 = П€ ba * a = 0,4 * 210 = 84мм.
Ширину шестерні з умови неточності збірки приймаємо
b 1 = b 2 +5 = 84 +5 = 89 мм
Фактичне передавальне число
u ф = z 2 /z 1 = 157/27 = 5,8 приймаємо 6
8) Окружна швидкість передачі:
V 1 = ПЂ * d 1 * n 1 /60 = 3,14 ** 0,061 * 1450/60 = 4,628 м/сек.
При твердості матеріалу менш HB 350 і даної окружної швидкості призначаємо 8-му ступінь точності виготовлення зубчастих коліс. (табл.12)
9) Уточнення коефіцієнта навантаження:
До ф = К ОЅ * До ОІ ,
де К ОЅ -динамічний коефіцієнт, К ОЅ = 1,5; (табл. 13)
До ОІ -коефіцієнт концентрації навантаження, К ОІ = 1 + К ОІ '/2,
де К ОІ ' = 1,4 (табл.15)-коефіцієнт концентрації навантаження для непрірабативающіхся зубчастих коліс при відносній ширині шестерні П€ bd 1 = b 2 /d 1 = 84/61 = 1,37
До ф = К ОЅ * До ОІ = 1,5 * 1 +1,4/2 = 1,37
10) Перевірка розрахункових контактних напруг:
Пѓ н = 340/а в€љ До ф Т 1 (u ф +1) 3 /b 2 u ф = 340/210 в€љ 1,8 * 69, 3 * 10 3 * (5,8 +1) 3 /84 * 5,8 = 440 Н/мм 2 > [Пѓ н ] 2
Перенапруження становить
Пѓ н - [ОЈ н ] 2 /[Пѓ н ] 2 = 440-418/418 = 5%
11) Сили, що діють в зачепленні:
Окружне зусилля
F = 2T 1 /d 1 = 2 * 69,6 * 10 3 /61 = 2262,3 Н
Радіальне зусилля F r = F t * t g * О±, де О±-кут зачеплення, О± = 20 0 ; F r = 2262 * 0,364 = 823,47 Н
12) Розрахункова напруга вигину в небезпечному перерізі зуба шестерні:
Пѓ F = F t * До ф /y * b 2 * m,
де y-коефіцієнт форми зуба, у 1 = 0,411, у 2 = 0,4972 (табл.16)
Проведемо порівняльну оцінку міцності зубів шестерні і зубчастого колеса на вигин:
для шестірні: у 1 * [ОЈ F ] 1 = 0,411 * 212 = 87,132 Н/мм 2
для колеса: у 2 * [Пѓ F ] 2 = 0,49 72 * 146 = 72,59 Н/мм < sup> 2
Розрахунок ведемо для зубів колеса, як найменш міцному елементу
Пѓ F 2 = 2262,3 * 1,8/0,497 * 84 * 2,25 = 4072/93,93 = 43,64 <[ОЈ F ] 2
13) Орієнтовний розрахунок валів:
Крутні моменти на валах Т 1 = 69300Нмм
Т 2 = Т 1 * u ф = 69300 * 6 = 415 800 Нмм
Конструювання валів
Попередньо визначаємо діаметри валів з розрахунку тільки на кручення, задаючись зниженими допустимими напруженнями [П„] = 40 Н/мм 2
Ведучий вал d 1 b == Ві в€љ 89,6 * 10 3 /0,2 * 40 = 20,5 мм
Приймаються d 1 b = 22мм (табл.17)
Значення діаметрів інших шийок валу підбираємо конструктивно:
d 1 c = 25мм-діаметр валу під сальником (табл.19)
d 1 n = 30мм-діаметр валу під підшипником (табл.20)
d 1ш = 35мм-діаметр валу під шестернею.
Ведений вал d 2 b == Ві в€љ 415800/+0,2 * 40 = 37,3 мм
Задаємось:
d 2 b = 35мм-діаметр вихідного кінця (табл.18)
d 2 c = 38мм-діаметр валу під сальником (табл.19)
d 2п = 40мм-діаметр валу під підшипником (табл.20)
d 2к = 42мм-діаметр валу під зубчастим колесом (табл.10)
14) Конструктивн...
