Реферат: Основы конструирования: Проектирование привода общего назначения содержащего цепную передачу
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 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 определяется так:
Z1 + Z3 = Z2 + Z4
Z5 + Z8 = Z6 + Z9 = Z7 + Z10.
При этом минимальное число зубьев шестерен должно быть меньше 20.
Так же необходимо обратить внимание на то, что расстояние между двумя
зубчатыми колесами одной и той же ступени должны быть больше, чем ши-
рина блока шестерен. Только при таком условии блок шестерен может быть
выведен из зацепления. Количественно это можно выразить так:
l0 = 2.1 * b + j ,мм
где l0 - расстояние между торцами колес,
b - ширина венцов шестерен,
j - ширина канавки между шестернями в блоке шестерен.
Расчет параметров зубчатых зацеплений ведется на основе формул:
Число зубьев шестерни:
Zш = 2Ат / m(1+i)
где m - модуль зубчатого колеса,
Ат - межосевое расстояние мм,
i - передаточное отношение
Число зубьев колеса:
Zк =Zш * i
Геометрические параметры:
dд ш = m * Z1,мм
dд к = m * Z2 ,мм
De ш = dд1 + 2m ,мм
De к = dд2 + 2m ,мм
Di ш = dд1 - 2.5m ,мм
Di к = dд2 - 2.5m ,мм
где m - модуль зубьев,
y - коэффициент отношения ширины колеса к диаметру.
Расчет зубчатой пары Z2 x Z4 :
Z2 = 2 * 160 / 3*(1.3 + 1) = 46
Z4 = 46 * 1.3 = 60
dд 2 = 3 * 46 = 138,мм
dд 4 = 3 * 60 = 180 ,мм
De2 = 138 + 2 * 3 = 144,мм
De4 = 180 + 2 * 3 = 186 ,мм
Di 2 = 138 - 2.5 * 3 = 130.5 ,мм
Di4 = 180 - 2.5 * 3 = 172.5 ,мм
Расчет зубчатой пары Z5 x Z8 :
Z5 = 2 * 200 / 3*(2.3 + 1) = 38
Z8 = 38 * 2.3 = 90
dд 5 = 3 * 38 = 114,мм
dд 8 = 3 * 90 = 270 ,мм
De5 = 114 + 2 * 3 = 120,мм
De8 = 270 + 2 * 3 = 276 ,мм
Di 5 = 114 - 2.5 * 3 = 106.5 ,мм
Di8 = 270 - 2.5 * 3 = 162.5 ,мм
Расчет зубчатой пары Z6 x Z9 :
Z6 = 2 * 200 / 3*(2 + 1) = 42
Z9 = 46 * 2 = 86
dд 6 = 3 * 42 = 126,мм
dд 6 = 3 * 86 = 258 ,мм
De6 = 126 + 2 * 3 = 120,мм
De9 = 258 + 2 * 3 = 176 ,мм
Di 6 = 126 - 2.5 * 3 = 118.5 ,мм
Di9 = 258 - 2.5 * 3 = 150.5 ,мм
Проверим равенство сумм зубьев всех пар зубчатых колес:
Z1 + Z3 = Z2 + Z4 = 42 + 64 = 46 + 60 = 106
Z5 + Z8 = Z6 + Z9 = Z7 + Z10 = 38 + 90 = 42 + 86 = 34 + 94 = 128
Определим расстояние между торцами колес:
l1x2 = 2.1 * 32 + 12 = 79 ,мм
l8x9x10 = 2.1 * 40 + 12 = 96 ,мм
Сводная таблица параметров зубчатых колес:
Табл. 3.9.
| колесо | m | Z |
dд |
Di |
De |
B |
| 1 | 3 | 42 | 126 | 118.5 | 132 | 32 |
| 2 | 3 | 46 | 138 | 130.5 | 144 | 32 |
| 3 | 3 | 64 | 192 | 184.5 | 198 | 32 |
| 4 | 3 | 60 | 180 | 172.5 | 186 | 32 |
| 5 | 3 | 38 | 114 | 106.5 | 120 | 40 |
| 6 | 3 | 42 | 126 | 118.5 | 132 | 40 |
| 7 | 3 | 34 | 102 | 94.5 | 108 | 40 |
| 8 | 3 | 90 | 270 | 268.5 | 276 | 40 |
| 9 | 3 | 86 | 258 | 250.5 | 264 | 40 |
| 10 | 3 | 94 | 282 | 274.5 | 288 | 40 |
4. Расчет валов.
