Реферат: Одноступенчатый цилиндрический редуктор с цепной передачей

<img src="/cache/referats/25930/image002.gif" v:shapes="_x0000_i1025"><img src="/cache/referats/25930/image002.gif" v:shapes="_x0000_i1026">           

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black; mso-font-width:98%;layout-grid-mode:line">

<span GOST type A",«sans-serif»;color:black; mso-font-width:98%;layout-grid-mode:line">Введение. Описание устройства привода

<span GOST type A",«sans-serif»; color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode:line">

 Редуктором называют механизм, состоящий из  зубчатых колес или передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение  редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению  с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора помещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников  (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные  или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.); относительному расположения валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы

(развернутая, с раздвоенной ступенью и т.д.). Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

      <img src="/cache/referats/25930/image004.jpg" v:shapes=«Рисунок_x0020_3»>

                                <span GOST type A",«sans-serif»;color:black; mso-font-width:98%;layout-grid-mode:line">Рисунок 1

–<span GOST type A",«sans-serif»;color:black; mso-font-width:98%;layout-grid-mode:line"> Кинематическая схема привода

Вращающий  момент от электродвигателя 1 через муфту 2  передаётся на шестерню 3, установленную на ведущем  валу Ι и через неё передается  зубчатому колесу 4, расположенному на ведомом валу ΙΙ, установленному в подшипниках 5. От ведомого вала редуктора вращающий  момент через цепную передачу 6 передается ведущему валу ΙΙΙ  привода ленточного конвейера. Редуктор общего назначения; режим нагрузки постоянный; редуктор предназначен для длительной работы; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения; редуктор нереверсивный (ПЗ, задание), [1, с.9-16]; [2, c.20-26]; [3,c261-262].

                                     Методические указания

В этом разделе должны быть выполнена кинематическая схема привода и оформлена согласно СТ СЭВ 1187-78,  с условными графическими обозначениями элементов машин и механизмов по СТ СЭВ 2519-80.

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span ГОСТ тип А",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

<span GOST type A",«sans-serif»;color:black; mso-font-width:98%;layout-grid-mode:line">1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

<span GOST type A",«sans-serif»;color:black;mso-font-width:98%;layout-grid-mode: line">

Определяем общий КПД привода.

                                              η=η1η2ηпк,                                                                      (1)

  гдеη1- КПД закрытой зубчатой передачи, η1=0,97,[1, с5, табл. 1.1];

         η2  — КПД открытой цепной передачи, η1=0,93, [1, с5, табл.1.1];

         ηпк   — КПД подшипников, ηп=0,99,[1, с5, табл.1.1];

          к – число пар подшипников, к=3, (ПЗ, задание).                     

η =0,97· 0,93 ·0,993=0,875.

 Определяем  требуемую мощность электродвигателя.

                                                  Ртр= Р3/ η,                                                       (2)      

где Р3 — мощность на выходном валу привода, Р3=4,6 кВт, (ПЗ, задание).

                  

Ртр=4,6/0,875 = 5,28 кВт.

Выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А, закрытый обдуваемый, по ГОСТу с номинальной мощностью Р =5,5 кВт, с синхронной частотой вращения n=1000 об/мин, типоразмер 132S2, [1, с. 390].

Номинальная частота вращения вала электродвигателя .

                                        nдв=n(1-s),                                                                     (3)

                                                             

где n-синхронная частота вращения, n=1000 об/мин;

      S — процент скольжения ремня, S=3,3%, [1, с. 390].                                             

            

nдв=1000∙(1-0.033)=967 об/мин.

          Определяем  общее передаточное число привода и разбиваем его по ступеням.                                      

                                                  U=U1U2 ,                                                    (4)

                                                                          

  где U1-передаточное число редуктора, U1=3,15,(ПЗ, задание);

        U2 — передаточное число цепной передачи.

                      

                                                 U=nдв /n3 ,                                                                              (5)

 где nдв=967об/мин;

      

 n3=95 об/мин, (ПЗ, задание).

   U=967/95=10,18.

                                                               

Определяем передаточное число открытой цепной передачи  

                                     

                                              U2=U/ U1,                                                  (6)

U2=10,18/3,15=3,23.

Определяем  частоту вращения, угловые скорости вращения и вращающие моменты на валах привода.

Вал электродвигателя:                                                                                                              

Ртр= 5,28 кВт;

nдв=967об/мин.                                                                                                   

                                          

ωдв= πnдв/30.                                                                                                      (7)

ωдв=3,14·967/30= 101,22 рад/с.

Мдв = Ртр/ωдв.

Мдв = 5,28·103/101,22 =52 ,16 Н·м.

Вал І привода:

nдв=n1=967об/мин;

ωдв=ω1=101,22 рад/с;

Мдв=М1=52,16 Н·м.

Вал ІІ привода

  n2=n1/ U1.                                                                                                          (8)

n2=967/3,15=306,98 об/мин;

ω2= π n2/30,                                     

ω2=3,14·306,98/30=32,13 рад/с;

               М2=М1· U1∙η12 ,                                                                                          (9)

М2=52,16·3,15·0,97·0,992=156,2 Нм.

Вал ІІІ привода:

n3=n2/ U2

n3=306,98/3,23=95,04 об/мин;

ω3= π n3/30,

ω3=3,14·95,04/30=9,94 рад/с.

М3=М2· U2 ·η2 .η п ,

М3=156,2·3,23·0,93·0,99=464,6 Н·м;

С другой стороны

                                                М3= М1·· U· η ,                                            (10)

                                            М3=52,16·10,18·0,875= 464,6 Н·м .

Полученные данные приводим в таблицу.

Таблица 1

<span GOST type A",«sans-serif»">Номер вала

<span GOST type A",«sans-serif»">Частота ращения,

<span GOST type A",«sans-serif»">об/мин

<span GOST type A",«sans-serif»">Угловая скорость,

<span GOST type A",«sans-serif»">1/с

<span GOST type A",«sans-serif»">Вращающий момент, Н

·<span GOST type A",«sans-serif»">м

<span GOST type A",«sans-serif»">Вал

<span GOST type A",«sans-serif»;mso-ansi-language: EN-US">I<span GOST type A",«sans-serif»">

<span GOST type A",«sans-serif»;mso-ansi-language: EN-US">n

<span GOST type A",«sans-serif»">1<span GOST type A",«sans-serif»">=967

ω<span GOST type A",«sans-serif»">1

<span GOST type A",«sans-serif»">=101

<span GOST type A",«sans-serif»">М1=52,2

<span GOST type A",«sans-serif»">Вал

<span GOST type A",«sans-serif»;mso-ansi-language: EN-US">II<span GOST type A",«sans-serif»">

<span GOST type A",«sans-serif»;mso-ansi-language: EN-US">n

<span GOST type A",«sans-serif»">2<span GOST type A",«sans-serif»">=307

ω<span GOST type A",«sans-serif»">2

<span GOST type A",«sans-serif»">=32

<span GOST type A",«sans-serif»">М2=156,2

<span GOST type A",«sans-serif»">Вал

<span GOST type A",«sans-serif»;mso-ansi-language: EN-US">III<span GOST type A",«sans-serif»">

<span GOST type A",«sans-serif»;mso-ansi-language: EN-US">n

<span GOST type A",«sans-serif»">3<span GOST type A",«sans-serif»">=95

ω<span GOST type A",«sans-serif»">3

<span GOST type A",«sans-serif»">=10

<span GOST type A",«sans-serif»">М3=464,6

[1, с.4<img src="/cache/referats/25930/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1028">8, 290<img src="/cache/referats/25930/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1029">291]

Методические указания

При обозначении параметров привода нумерацию производить начиная от двигателя. При выборе синхронной частоты вращения электродвигатель рекомендуется  выбирать с числом  полюсов не более 6 у которых nc≥ 1000 б/мин, так как с уменьшением частоты вращения возрастают габариты и масса двигателя. При этом следует учесть, что передаточное число цепной передачи  должно быть в интервале 2<img src="/cache/referats/25930/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1030">6, а клиноременной – 2<img src="/cache/referats/25930/image006.gif" v:shapes="_x0000_i1031">5.

                                                               

                                                 

    

    

<span GOST type A",«sans-serif»">2 Расчёт зубчатых колес редуктора

<span GOST type A",«sans-serif»">

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200. Разница твердости объясняется необходимостью равномерного износа зубьев зубчатых колес .

Определим допускаемое контактное напряжение:

<img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1032"><img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1033">

                            <img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1034"><img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1035"><img src="/cache/referats/25930/image010.gif" v:shapes="_x0000_i1036">,                                               (11)

где σHlimb– предел контактной выносливости при базовом числе циклов,

      σHlimb=2<img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1037">HB+70, [1, с. 34, табл. 3.2];

      KHL– коэффициент долговечности,  KHL=1, [1, с. 33];

      [SH] – коэффициент безопасности, [SH] =1.1, [1, с. 33].

Для шестерни

                                      <img src="/cache/referats/25930/image012.gif" v:shapes="_x0000_i1038">,                                      (12)

<img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1039"><img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1040"><img src="/cache/referats/25930/image014.gif" v:shapes="_x0000_i1041">482 МПа.

<img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1042">

Для колеса

                                        <img src="/cache/referats/25930/image016.gif" v:shapes="_x0000_i1043">,                                     (13)

<img src="/cache/referats/25930/image018.gif" v:shapes="_x0000_i1044">=428 МПа.

Для непрямозубых  колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле

                                 <img src="/cache/referats/25930/image020.gif" v:shapes="_x0000_i1045">,                               (14)

[σH]=0,45·([482 +428])  = 410   МПа.

Требуемое условие <img src="/cache/referats/25930/image022.gif" v:shapes="_x0000_i1046"> выполнено.

<img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1047">

(Для прямозубых передач  [σH]= [σH2])

Определяем межосевое расстояние.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости определяется по формуле

                       <img src="/cache/referats/25930/image024.gif" v:shapes="_x0000_i1048">,                            (15)  

где Ka– коэффициент для косозубой передачи, Ka=43, [1, с. 32], (Для прямозубых Ka=49,5);

       U1– передаточное число редуктора,    U1=3,15, (ПЗ, задание);

       М2– вращающий момент на ведомом валу, М2=156,2 Н·м, (ПЗ, табл.1);

       КНВ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения     

       нагрузки, КНВ=1, [1, с.32];                           

       [σH] – допускаемое контактное напряжение, [σH]=410MПа ;

       ψba– коэффициент ширины венца,  ψba=0,4, (ПЗ, задание).

<img src="/cache/referats/25930/image026.gif" v:shapes="_x0000_i1049"> аω= 43·(3,15+1)·<img src="/cache/referats/25930/image028.gif" v:shapes="_x0000_i1050">=110 мм.

                  

В первом ряду значений межосевых расстояний по ГОСТ 2185-66 выбираем ближайшее и принимаем аω=125 мм, [1, с. 36].

Определяем модуль передачи

Нормальный модуль зацепления принимают по следующей рекомендации:

     <img src="/cache/referats/25930/image030.gif" v:shapes="_x0000_i1051"> мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60, <img src="/cache/referats/25930/image032.gif" v:shapes="_x0000_i1052">=2 мм, [1, с. 36]. (В силовых передачах <img src="/cache/referats/25930/image032.gif" v:shapes="_x0000_i1053">≥1,5 мм.)

Определяем угол наклона зубьев и суммарное число зубьев

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=9º, (ПЗ, задание) и определяем суммарное число зубьев

                                   <img src="/cache/referats/25930/image034.gif" v:shapes="_x0000_i1054">,                                                 (16)

где <img src="/cache/referats/25930/image036.gif" v:shapes="_x0000_i1055">– межосевое расстояние,<img src="/cache/referats/25930/image036.gif" v:shapes="_x0000_i1056">=125 мм ;

        <img src="/cache/referats/25930/image032.gif" v:shapes="_x0000_i1057"> – нормальный модуль зацепления, <img src="/cache/referats/25930/image032.gif" v:shapes="_x0000_i1058">=2 мм.

Z∑ =<img src="/cache/referats/25930/image038.gif" v:shapes="_x0000_i1059">=123,39.

                     

Принимаем Z∑=123.

 Определяем числа зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни равно:

                                      <img src="/cache/referats/25930/image040.gif" v:shapes="_x0000_i1060">,                                                           (17)

где U1– передаточное число редуктора, U1=3,15;

 Z∑= 123 – суммарное число зубьев, Z∑= 123.

                                      <img src="/cache/referats/25930/image042.gif" v:shapes="_x0000_i1061">=<img src="/cache/referats/25930/image044.gif" v:shapes="_x0000_i1062">=29,64.

Принимаем <img src="/cache/referats/25930/image042.gif" v:shapes="_x0000_i1063">=30.                                                                                              

Определяем число зубьев колеса:

        

                                                             Z2= Z∑-Z1,                                                (18)

Z2=123-30=93.

Уточняем передаточное число

  <img src="/cache/referats/25930/image008.gif" v:shapes="_x0000_i1064">                     <img src="/cache/referats/25930/image046.gif" v:shapes="_x0000_i1065">                    (19)                                                 

где Z1– число зубьев шестерни, Z1=30;

       Z2– число зубьев колеса,    Z2=93.

                                    

   U1ф=<img src="/cache/referats/25930/image048.gif" v:shapes="_x0000_i1066">3,1.

Уточняем угол наклона зубьев:

                           

                                         <img src="/cache/referats/25930/image050.gif" v:shapes="_x0000_i1067">,                                    (20)

где mn– модуль передачи, mn=2 мм;

  аω– межосевое расстояние, аω=125 мм.

                               

cosβ=<img src="/cache/referats/25930/image052.gif" v:shapes="_x0000_i1068">=0,984.

 Принимаем <img src="/cache/referats/25930/image054.gif" v:shapes="_x0000_i1069"> β=10º26'.

Определяем диаметры колес и их ширину.

Делительный диаметр шестерни:

                                   <img src="/cache/referats/25930/image056.gif" v:shapes="_x0000_i1070">,                                                        (21)

где mn– модуль передачи, mn=2 мм;

        Z1– число зубьев шестерни, Z1=30;

       <img src="/cache/referats/25930/image058.gif" v:shapes="_x0000_i1071"> – косинус угла наклона зубьев, <img src="/cache/referats/25930/image058.gif" v:shapes="_x0000_i1072">=0,984.

d1=<img src="/cache/referats/25930/image060.gif" v:shapes="_x0000_i1073">60,98 мм

Делительный диаметр колеса:

                                       <img src="/cache/referats/25930/image062.gif" v:shapes="_x0000_i1074">,                                                   (22)

где Z2– число зубьев колеса, Z2= 93 .

d2=<img src="/cache/referats/25930/image064.gif" v:shapes="_x0000_i1075"> =189,02   мм

   Проверяем  межосевое расстояние:

aw= <img src="/cache/referats/25930/image066.gif" v:shapes="_x0000_i1076"> мм

           

    

 Определим  диаметры вершин зубьев:

                                              <img src="/cache/referats/25930/image068.gif" v:shapes="_x0000_i1077">,                                              (23)

                                 

da1=60,98 +2·2=64,98 мм;

da2=189,02 +2·2=193,02 мм.

Определим  диаметры впадин  зубьев:

df1 = d1 -2,5 mn.

df1 =60,98-2,5·2=55,98 мм;

df2=189,02-2,5·2=184,02 мм.

Определяем ширину колеса:

                                                                                  

                                             <img src="/cache/referats/25930/image070.gif" v:shapes="_x0000_i1078">,                                                  (24)

где <img src="/cache/referats/25930/image072.gif" v:shapes="_x0000_i1079">– коэффициент ширины венца, <img src="/cache/referats/25930/image072.gif" v:shapes="_x0000_i1080">=0,4;

 аω– межосевое расстояние, аω=125 мм.

b2=0,4·125=50 мм.

                       

Определяем ширину шестерни:

                                                <img src="/cache/referats/25930/image074.gif" v:shapes="_x0000_i1081">,                                                   (25)

<img src="/cache/referats/25930/image026.gif" v:shapes="_x0000_i1082">

b1=50+5=55 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

                                            <img src="/cache/referats/25930/image077.gif" v:shapes="_x0000_i1083">,                                                         (26)

ψba=<img src="/cache/referats/25930/image079.gif" v:shapes="_x0000_i1084">.

Определяем окружные скорости и значения степени точности изготовления шестерни и колеса.

                                              υ= <img src="/cache/referats/25930/image081.gif" v:shapes="_x0000_i1085"> ,                                                (27)

где  n1– частота вращения шестерни,

        n1=967 об/мин, (ПЗ, п.1);

       d1– делительный диаметр шестерни, d1=60,98 мм .                                   

υ=<img src="/cache/referats/25930/image083.gif" v:shapes="_x0000_i1086">=3,09 м/с.

При такой скорости для косозубых колес принимаем 8-ю степень точности, [1, с. 32].

 

Определяем коэффициент нагрузки, проверяем зубья на контактное напряжение

                            <img src="/cache/referats/25930/image085.gif" v:shapes="_x0000_i1087">,                                         (28)

где KHB– коэффициент, учитывающий неравномерность

      распределения нагрузки по ширине венца, KHB=1,[1, табл. 3.5];

      KHα — коэффициент, учитывающий неравномерность                        

      распределения нагрузки между зубьями,  KHα=1,12,  [1, табл. 3.5];

      KHV– динамический коэффициент, KHV=1,1, [1, табл. 3.6].

 

                               Кн=1·1,12·1,1=1,23.

Проверяем зубья на контактные напряжения:

                        <img src="/cache/referats/25930/image087.gif" v:shapes="_x0000_i1088">                                   (29)

где aω– межосевое расстояние, aω=125 мм;

      M2– передаваемый момент, M2=156,2 Н·м, (ПЗ, п.1);

       b2-ширина колеса,  b2=50 мм;

       U1– передаточное число редуктора,  U1=3,1;

       270-коэффициент для непрямозубых колес (для прямозубых зубчатых передач 310)

σH=<img src="/cache/referats/25930/image089.gif" v:shapes="_x0000_i1089">=352,81МПа<<img src="/cache/referats/25930/image091.gif" v:shapes="_x0000_i1090">=410 МПа.

                                    <img src="/cache/referats/25930/image093.gif" v:shapes="_x0000_i1091"><<img src="/cache/referats/25930/image091.gif" v:shapes="_x0000_i1092">.

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Определяем окружную силу:

                                          Ft=<img src="/cache/referats/25930/image095.gif" v:shapes="_x0000_i1093">,                                                          (30)

где M1– вращающий момент на валу шестерни, M1=  52,2 H·м;

      d1– делительный диаметр шестерни, d1=60,98 мм .

                                       Ft=<img src="/cache/referats/25930/image097.gif" v:shapes="_x0000_i1094">  = 1712 Н

Определяем радиальную силу:

                                    

                           

                                       <img src="/cache/referats/25930/image099.gif" v:shapes="_x0000_i1095">,                                                (31)

где <img src="/cache/referats/25930/image101.gif" v:shapes="_x0000_i1096"><img src="/cache/referats/25930/image103.gif" v:shapes="_x0000_i1097">  — угол зацепления в нормальном сечении, <img src="/cache/referats/25930/image101.gif" v:shapes="_x0000_i1098"><img src="/cache/referats/25930/image103.gif" v:shapes="_x0000_i1099">= 20°, [1, с. 29];

      <img src="/cache/referats/25930/image101.gif" v:shapes="_x0000_i1100"><img src="/cache/referats/25930/image105.gif" v:shapes="_x0000_i1101">  — угол наклона зубьев, <img src="/cache/referats/25930/image101.gif" v:shapes="_x0000_i1102"><img src="/cache/referats/25930/image105.gif" v:shapes="_x0000_i1103">= 10° 26´ .

                                   Fr=<img src="/cache/referats/25930/image107.gif" v:shapes="_x0000_i1104">  =633 Н 

Определяем осевую силу:

                                            <img src="/cache/referats/25930/image109.gif" v:shapes="_x0000_i1105">,                                                (32)

                                    Fa=1712·tg10º26´=295 Н.

(Для прямозубых и шевронных передач Fa=0)

Полученные данные приведем в таблице.

 <span GOST type A",«sans-serif»">Таблица 2

<span GOST type A",«sans-serif»">Наименование параметров и единица измерения

<span GOST type A",«sans-serif»">Обозначение параметров и числовое значение

<span GOST type A",«sans-serif»">Материал, вид термической обработки, твердость:

<span GOST type A",«sans-serif»">шестерни

<span GOST type A",«sans-serif»">колеса

<span GOST type A",«sans-serif»">Допускаемое контактное напряжение, МПа:

<span GOST type A",«sans-serif»">шестерни

<span GOST type A",«sans-serif»">колеса

<span GOST type A",«sans-serif»">Расчетное допускаемое контактное напряжение, МПа

<span GOST type A",«sans-serif»">Межосевое расстояние, мм

<span GOST type A",«sans-serif»">Нормальный модуль зацепления, мм

<span GOST type A",«sans-serif»">Суммарное число зубьев

<span GOST type A",«sans-serif»">Число зубьев:

<span GOST type A",«sans-serif»">шестерни

<span GOST type A",«sans-serif»">колеса

<span GOST type A",«sans-serif»">Угол наклона зубьев

<span GOST type A",«sans-serif»">Передаточное число редуктора

<span GOST type A",«sans-serif»">Делительный диаметр, мм:

<span GOST type A",«sans-serif»">шестерни

<span GOST type A",«sans-serif»">колеса

<span GOST type A",«sans-serif»">Диаметр вершин зубьев, мм

<span GOST type A",«sans-serif»">шестерни

<span GOST type A",«sans-serif»">колеса

<span GOST type A",«sans-serif»">

<span GOST type A",«sans-serif»">

<span GOST type A",«sans-serif»">Диаметр впадин зубьев, мм

<span GOST type A",«sans-serif»">                          шестерни

<span GOST type A",«sans-serif»">                          колеса

 

<span GOST type A",«sans-serif»">

<span GOST type A",«sans-serif»">Продолжение таблицы 2

<span GOST type A",«sans-serif»"> Наименование параметров и единиц

еще рефераты
Еще работы по технике