Проектирование привода общего назначения, содержащего цепную передачу — страница 6

  • Просмотров 4410
  • Скачиваний 183
  • Размер файла 49
    Кб

формуле: Z = 2Ат / m(1+i) где m - модуль зубчатого колеса, Ат - межосевое расстояние мм, i - передаточное отношение Z1 = 2*200 / 3*(1+2.8) = 34 Число зубьев колеса Z2 = Z1 * i = 34 * 2.8 = 94 3.8.3 Определяем основные размеры зубчатой пары по формулам: dд1 = m * Z1 = 3 * 34 = 102 ,мм dд2 = m * Z2 = 3 * 94 = 282 ,мм B1 = B2 + 5 = 40 + 5 = 45 ,мм B2 = yA * Aт = 0.2 * 200 = 40 ,мм De1 = dд1 + 2m = 102 + 6 = 108 ,мм De2 = dд2 + 2m = 282 + 6 = 288 ,мм Di1 = dд1 - 2.5m = 102 - 7.5 = 95.5 ,мм Di2 = dд2 - 2.5m = 282 - 7.5 =274.5 ,мм где m - модуль зубьев, y - коэффициент отношения

ширины колеса к диаметру. 3.8.4. Окружная скорость колеса: n = p*dд2*n / 60 ,м/сек где n - частота оборотов на валу колеса = 483 об/мин n = p*0.282*172.5 / 60 = 2.5 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]. 3.8.5. Уточняем коэффициент нагрузки по формуле: К = Ккц * Кдин ; где Ккц - коэффициент концентрации нагрузки. Кдин - динамический коэффициент. При

В/dд = 45 / 102 = 0.4 , Ккц = 1.4 , Кдин = 1.5 К = 1.3 * 1.5 = 2.1 3.8.6. Проверяем расчетные контактные напряжения при принятых размерах передачи и уточненной величине коэффициента нагрузки: sk = 340/A * Ö Мрш( i+1)3 / (B*i*kn), н/мм2 где А = Ат = 200 мм, Мрш = К* Мш = 2.1 * 172.9 = 363.1 ,н*м. sk = 340/200 * Ö363.1*103( 2.8+1)3 / (45*2.8 *1) = 650.6 н/мм2, sk > [s]k. Перенапряжение составляет: sk - [sk] / [sk] * 100% 670 - 550 / 550 * 100% = 18%, Что недопустимо, с целью уменьшения динамических нагрузок назначаем для передачи 7x10, 8-ю

степень точности изготовления зубьев. Ккц = 1.3 : Кдин = 1.3 . K = 1.3 * 1.3 = 1.69 sk = sk * Ö K’/K = 650.6 * Ö 1.69 / 2.1 = 574.1 ,н/мм2 Перенапряжение составляет: 574.1 - 550 / 550 * 100% = 5%, что приемлемо. 3.8.7. Определяем силы действующие в зацеплении. Окружное усилие: P2 = 2Мп / dд1 , н P2 = 2*172.9*103 / 102 = 3390, н Радиальное усилие: T2 = P2 * tg20° , н T2 = 3390 * tg20° = 1234 , н 3.8.8. 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: Z7 = 34 ; y1 = 0.430 Z10 = 94 ; y2 = 0.479 Для шестерни: y7[s0]’u = 0.430 * 256 = 110.1 ,н/мм2 Для колеса: y10[s0]’u = 0.479 * 214 = 102.6 ,н/мм2 Дальнейший расчет ведем по зубу колеса как менее прочному. Расчетное окружное усилие: Pp = P2p = K*P = 1.69 * 3390 = 5729 ,н В = В3 = 40 ,мм Расчетное (рабочее) напряжение изгиба в опасном сечении зуба колеса Z3: su = 5729 / ( 0.479 *40*3*1 ) = 99.67 н/мм2 , [s0]’’u = 214 ,н/мм2 su <

[s0]’’u. 3.9. Определение геометрических параметров зубчатых колес и коробки скоростей. На основании принятых межосевых расстояний , и модуле зубчатых колес, который является одинаковым для первой и второй ступени коробки скоро- стей, что повышает ее технологичность. При определении количества зубьев зубчатых колес необходимо соблю- дать равенство сумм чисел зубьев всех пар зубчатых колес каждой ступени. Это условие