2017-11-01
651
Шестерня, мм Колесо, мм
Диаметр делительный d1=m • z1 =48.75 d2=m • z2= 241.25
Диаметр выступов da1=d1 2 • m= 51.25 da2= d2 2 • m =243.75
Диаметр впадин df1=d1-2.4 • m =45.75 df2= d2-2.4 • m =238.25
ширина венца колеса b1= b2+(2…4) мм= 55 b2= 
=52
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Проверочный расчет
Проверочный расчет контактных напряжений
≤ [ 
]H
где К - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К= 436
Ft= 2T2 •103/d2 =2727 Н- окружная сила в зацеплении
КНα = 1 - коэф-т, учитывающий распределение нагрузки между зубьями KHv = 1,5 - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружнойскорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3)
u = 
= 2.43 м/с
Перегрузка допускается до 5%
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
= 6 %
Недогрузка допускается до 10%
Проверочный расчет по напряжениям изгиба зубьев шестерни 
и колеса 
/(b2 • m)≤ [ 
]F2
где КFα = 1 - коэф-т, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
KFβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
Для прирабатывающихся зубьев KFβ = 1
КFν = 1,03 - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3)
Yf1= 3,70 и Yf2= 3,63- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.
Определяются из табл. 4.4 в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса Yβ= 1 - коэффициент, учитывающий наклон зуба
≤ 294 н •мм2
≤ 
≤ 310 н•мм2
Определяем диаметр вала под колесо
dвст=d3=60 мм
Округляем до кратного 5 dвст=60 мм
Обод. толщина s=2.2•m•0.05•b2=7.15 мм
Ступица диаметр dст=1.55•dвст=93 мм
Длина lст= (1.0…1.5) •dвст=1.2•60=72 мм
Толщина диска C=0.25•b2=13 мм
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
