ення тому беремо тип ланцюга 2ПР.
20,5 МПа
6) Призначаємо міжосьова відстань передачі:, a=1200мм
) Визначаємо число ланок ланцюга
3,82 112,38
W=112 ланок у ланцюзі
) Уточнюємо міжосьова відстань
=1177мм
Для вільного провисання ланцюга зменшуємо на 3% і остаточно приймаємо за a=1141мм
) Визначаємо розміри зірочок:
Діаметри ділильних кіл, мм
Діаметри зовнішніх кіл, мм
k=0,7
1,66
Діаметри кола западин, мм
Зсув центрів дуг западин, мм
e=1мм
Половину кута загострення зуба?=15 °, кут западини зуба?=48 °
Радіус заокруглення головки зуба
=20,77 мм
Висоту прямолінійного ділянки профілю зуба
Ширину зуба
Ширину вершини зуба
Обчислюємо силу тиску на вали
7. Розрахунок закритою передачі (тихохідної)
1. Визначаємо за умовою контактної міцності міжосьова відстань передачі:
Коефіцієнт міжосьової відстані приймаємо рівним 495 як для косозубого колеса. Передавальне відношення u=4. Крутний момент на валу колеса. Коефіцієнт вибираємо по довідковій таблиці, і приймаємо рівним як для симетричного розташування коліс щодо опор в редукторі.
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині контактної лінії вибираємо по довідковій таблиці, і приймаємо рівним 1,07.
. Модуль зачеплення
Приймаємо стандартний нормальний модуль m=4
. Визначаємо сумарне число зубів передачі
Уточнюємо передавальне відношення
4. Визначаємо геометричні параметри передачі:
Ділильний діаметр d:
Діаметр вершин зубів da:
=88мм
=328мм
Діаметр западин зубів df:
=310мм
Міжосьова відстань:
Ширина зуба:
80мм
1 м / с - окружна швидкість.
За табл. 3.7 призначаємо 9-ту ступінь точності виготовлення передачі
. Розраховуємо сили в зачепленні
окружні
радіальні
осьові
6. Перевірка зубів на контактну міцність
=1,76
Недовантаження передач за контактними напруженням складає 13%, що не виходить за межі раніше зазначеної норми.
. Обчислюємо напруги вигину у ніжки зуба
