=F_ttg; (2.25)

F_a=1681tg111,5⁰=342 H.

Проверяем зубья на выносливость _F, МПа, по напряжениям изгиба:

(2.26)

где Y_F2 – коэффициент формы зуба, выбирается в зависимости от эквивалентных чисел зубьев;

[σ]_F – допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба,

K_F – коэффициент нагрузки;

KF=KFβ · KFv,

(2.27)

где K_Fβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, K_Fβ =1,03 (c. 42);

K_FV – коэффициент динамической нагрузки, K_FV =1,04 (c. 41).

KF = 1,03·1,07 = 1,10.

Определяем допускаемое напряжение изгиба [σ]_F, МПа:

(2.28)

– предел выносливости при отнулевом цикле изгиба, МПа, при HB300 (c. 43).

Определяем предел выносливости при отнулевом цикле изгиба, МПа:

	(2.29)

Определяем коэффициент безопасности [S_F]:

,

(2.30)

где  – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, =1,75

---

 – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, =1





Эквивалентное число зубьев Z_V2=Z₂/cos³=52/(0,98)³ .

Определяем коэффициент формы зуба Y_F2=3,66 (c. 42).


Условие выносливости зубьев по напряжению изгиба выполняется.

Если при проверочном расчёте σ_F значительно меньше []_F, mo это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Где 97 МПа < 252 МПа

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА №2

Устройство и расчёт ременных передач

Задание: Рассчитать клиноременную передачу к приводу центробежного насоса.
Исходные данные:

мощность на ведущем валу Р₁=3,5 кВт

частота вращения ведущего шкива n₁=750 об/мин

частота вращения ведомого шкива n₂=375 об/мин

нагрузка спокойная

режим работы двухсменный

натяжение ремня периодическое
Определяем угловую скорость ₁, рад/с, ведущего вала:





Определяем угловую скорость , рад/с, ведомого вала:

(3.2)


Определяем передаточное отношение U:

(3.3)



Выбираем клиновой ремень типа «Б» по номограмме (с. 77) по мощности Р₁=3,5кВт и частоте вращения ведущего вала n₁=750 об/мин. Для данного типа ремня минимальный диаметр шкива

---

d_1min=125 мм (с. 76).

Определяем вращающий момент на ведущем валу Т₁, Н∙м:

(3.4)



Определяем диаметр d₁, мм, меньшего шкива из соотношения:

(3.5)

мм

Полученное значение диаметра выбрать из ближайшего стандартного.

По ГОСТу 17383-73 принимаем диаметр меньшего шкива d₁ = 125 мм (с. 76).

Диаметр d₂, мм, ведомого шкива определяем с учетом относительного скольжения ремня :

d₂ = U∙d₁∙(1 – ), (3.6)

d₂= 2 ∙ 125 ∙ (1 – 0,02) = 245 мм.

По ГОСТу 17383-73 принимаем диаметр ведомого шкива d₂=250 мм (с. 76).

Определяем фактическое передаточное отношение U_ф:

(3.7)



Определяем отклонение ∆ полученного передаточного отношения

, (3.8)

.

Отклонение допустимо, так как не превышает 4%.

Определяем межосевое расстояние а₀, мм:

a_o≥0,55∙(d₁ +d₂)+h, (3.9)

где h – высота ремня, h = 10,5 мм (с. 76).

а_о = 0,55 (125+250)+10,5 = 216,75 мм.

Определяем расчетную длину ремня L_p, мм:

, (3.10)



Полученное значение принимаем из стандартного ряда длин ремней, принимаем L =1200 мм (с. 76).

Уточняем межосевое расстояние а, мм:

; (3.11)


Определяем угол обхвата ° меньшего шкива:

, (3.12)



Угол обхвата шкива должен быть не менее 120°.

---

Определяем скорость ремня v, м/с:

(3.13)



Определяем число ремней Z , необходимых для передачи заданной мощности:

(3.14)

.
Принимаем число ремней Z=3.

Определяем предварительное натяжение F_o, H, ветвей клинового ремня:

, (3.15)



Определяем силу F_B, H, действующую на валы:

, (3.16)



Проверяем ремень на долговечность λ, c^-1, по частоте пробега в секунду:

(3.17)


4 c^-1 < 10 c^-1.
Вывод: ремень долговечен, так как частота пробегов ремня в секунду меньше допустимого значения.

ПРАКТИЧЕСКАЯ РАБОТА №3

Устройство и расчёт цепной передачи

Задание: Рассчитать цепную передачу приводной роликовой цепью.

Исходные данные:

мощность на ведущем валу

частота вращения ведущей звездочки

частота вращения ведомой звездочки

угол наклона передачи к горизонту

регулировка натяжения цепи

смазка

характер нагрузки

работа в одну смену
Определяем вращающий момент Т₁, Нм, на ведущей звездочке:

(4.1)



Определяем передаточное число U цепной передачи

---

:

(4.2)



Определяем число зубьев Z₁ ведущей звездочки:

Z₁ = 31 – 2U; (4.3)

Z₁ = 31-22= 27

Принимаем Z₁=27

Определяем число зубьев Z₂ ведомой звездочки:

Z₂ = UZ₁ (4.4)

Z₂= 227 = 54.

Принимаем Z₂=53.

Для предотвращения соскакивания цепи максимальное число зубьев ведомой звёздочки ограничено: Z₂≤120.

Определяем фактическое передаточное отношение U_ф:

; (4.5)



Определяем отклонение U_ф от полученного ранее U:

; (4.6)

.

Отклонение допустимо, так как не превышает 4%.

Определяем расчетный коэффициент нагрузки К_э:

К_э=К_дК_аК_нК_рК_смК_п, (4.7)

K_э = 1∙1∙1∙1,25∙1,4∙1 = 1,75.

Определяем шаг цепи t, мм:

(4.8)

где Т₁ – вращающий момент на ведущей звездочке, T₁ =28,88 Н∙м; Z₁ – число зубьев ведущей звездочки, Z₁=23;

m – число рядов цепи, принимаем m=1;

[р] – допускаемое давление в шарнирах цепи, МПа.

[р]=[р_O]  [1 + 0,01(Z₁–17)] , (4.9)

---

Смотрите также файлы

• Педагогическое мастерство педагога по физической культуре.docx

• Основной вид деятельности.docx

• Клинические рекомендации по медикаментозной терапии артериальной.pdf

• Оформление плана по проведению игровой деятельности.docx

• Экология воздуха.rtf