Проектирование привода общего назначения, содержащего цепную передачу — страница 5

  • Просмотров 4411
  • Скачиваний 183
  • Размер файла 49
    Кб

0.02)*Aт ,мм m = (0.01 ¸ 0.02)*160 = 1.6 ¸ 3.2 ,мм Принимаем m = 3 мм (ГОСТ 9563-60), см. табл. 3.2 [2] Число зубьев шестерни определяем по формуле: Z = 2Ат / m(1+i) где m - модуль зубчатого колеса, Ат - межосевое расстояние мм, i - передаточное отношение Z1 = 2*160 / 3*(1+1.5) = 42 Число зубьев колеса Z2 = Z1 * i = 42 * 1.5 = 64 3.7.3 Определяем основные размеры зубчатой пары по формулам: dд1 = m * Z1 = 3 * 42 = 126 ,мм dд2 = m * Z2 = 3 * 64 = 192 ,мм B1 = B2 + 5 = 40 + 5 = 37 ,мм B2 = yA * Aт = 0.2 * 160 = 32 ,мм De1 = dд1 + 2m = 126 + 6 = 132 ,мм De2 = dд2

+ 2m = 192 + 6 = 198 ,мм Di1 = dд1 - 2.5m = 126 - 7.5 = 118.5 ,мм Di2 = dд2 - 2.5m = 192 - 7.5 = 184.5 ,мм где m - модуль зубьев, y - коэффициент отношения ширины колеса к диаметру. 3.7.4. Окружная скорость колеса: n = p*dд2*n / 60 ,м/сек где n - частота оборотов на валу колеса = 483 об/мин n = p*0.192*483 / 60 = 4.8 м/сек При такой скорости и твердости материалов зубчатых колес менее НВ 350 назначаем 9-ю степень точности изготовления зубьев зубчатых колес см. табл. 3.9. [2]. 3.7.5. Уточняем коэффициент

нагрузки по формуле: К = Ккц * Кдин ; где Ккц - коэффициент концентрации нагрузки. Кдин - динамический коэффициент. При В/dд = 37 / 126 = 0.3 , Ккц = 1.3 , Кдин = 1.5 К = 1.3 * 1.5 = 1.9 3.7.6. Проверяем расчетные контактные напряжения при принятых разме- рах передачи и уточненной величине коэффициента нагрузки: sk = 340/A * Ö Мрш( i+1)3 / (B*i*kn), н/мм2 где А = Ат = 160 мм, Мрш = К* Мш = 1.9 * 115.3 = 219.1 ,н*м. sk = 340/160 * Ö 219.1*103( 1.5+1)3 / (37*1.5 *1) = 530.3 н/мм2, sk < [s]k. 3.7.7. Определяем силы

действующие в зацеплении. Окружное усилие: P2 = 2Мп / dд1 , н P2 = 2*115.3*103 / 126 = 1830.2, н Радиальное усилие: T2 = P2 * tg20° , н T2 = 1830.2 * tg20° = 666.1 , н 3.7.8. Проверяем прочность зубьев по напряжениям изгиба. su = Pp / ( y*B*m*knu ) , н/мм2 где y - коэффициент формы зуба по табл. 3.4 [2], knu = 1 для прямозубых колес. Проведем сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса: Z1 = 42 ; y1 = 0.446 Z2 = 64 ; y2 = 0.470 Для шестерни: y1[s0]’u = 0.446 * 256 = 114.2 ,н/мм2 Для колеса: y3[s0]’u = 0.470 * 214 =

100.6 ,н/мм2 Дальнейший расчет ведем по зубу колеса как менее прочному. Расчетное окружное усилие: Pp = P2p = K*P = 2.1 * 1830.2 = 3843.4 ,н В = В3 = 32 ,мм Расчетное (рабочее) напряжение изгиба в опасном сечении зуба колеса Z3: su = 3843.4 / ( 0.47 *32*3*1 ) = 85.18 н/мм2 , [s0]’’u = 214 ,н/мм2 su < [s0]’’u. 3.8. Выполним расчет для зубчатого зацепления 7x10. 3.8.1. Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности поверхности зубьев. Ат = ( i + 1) * Ö (340/[s]k)2 * Мрш / (yA* i * kn ), где i

= 1.5, приняв предварительно К=1.5 , получим: Мрш = К*Мш = 1.5 * 172.4 = 259.4 ,н*м. yА = В/А - коэффициент ширины, принимаем = 0.2 kn = 1, передача прямозубая. После подстановки значений получим: Ат = ( 2.8 + 1) * Ö (340/550)2 * 259.4*103 / (0.2*2.8 *1 ) = 198.46,мм Принимаем по ГОСТу 2185-66 Ат = 200 мм (см. табл. П11 [2]) 3.8.2. Определяем число зубьев и модуль зацепления. m = (0.01 ¸ 0.02)*Aт ,мм m = (0.01 ¸ 0.02)*200 = 2 ¸ 4 ,мм Принимаем m = 3 мм (ГОСТ 9563-60), см. табл. 3.2 [2] Число зубьев шестерни определяем по