Студопедия.Орг Главная | Случайная страница | Контакты | Мы поможем в написании вашей работы!  
 

Определение усилий в зацеплении. Окружная сила Ft = 2 · T2 / d2 = 2 · Tвых×103 / d2 =2×415,9×103/193,5 = 4299 H;



Окружная сила Ft = 2 · T2 / d2 = 2 · Tвых× 103 / d2 = 2×415,9×103/193,5 = 4299 H;

радиальная сила Fr = Ft · tga / Сosb = 4299 ×tg 20 ° / 0,9821 = 1593 H;

осевая сила Fа = Ft · tgb = 4299 × 0,1918 = 825H.

Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям

где sН контактное напряжение; T1 = Tвх, Н·мм; U = Uцил ф; sin 2 a = 0,6428;

КH = КHb·KHV - коэффициент расчетной нагрузки;

ZHb – коэффициент повышения контактной прочности зубьев косозубых передач:

где KHa = 1,07– коэффициент, учитывающий многопарность зацепления косозубой передачи (таблица 4.11 [1.1]);

ea - коэффициент торцового перекрытия.

ea =[1,88 – 3,2× (1 /Z1 +1/Z2)] ×сosb =[1,88 – 3,2×(1/34+1/76)]×0,9821 =1,713.

По таблице 4.10 [1.1] KHV = 1,02, а КHb = 1,02 (см. выше), тогда

KH = КHb × КHV = 1,02 1,02 = 1,04.

Получаем, что расчётное контактное напряжение

Таким образом, недогруз передачи составляет D = (([sH] - sH) / [sH]) · 100% = ((509 – 440)/509)×100% = 13,6% > 10%, что показывает значительную недогруженность передачи [1.1]. Для того увеличить параметры контактного напряжения, необходимо уменьшить межосевое расстояние а.

Округлим расчетное межосевое расстояние в меньшую сторону до a = 130мм – табл. 4.7 [1.1].

Определим ширину колесa:

2 = yba · a = 0,4 · 130 = 52 мм.

По ряду нормальных линейных размеров (табл. 1.1 [1.1]) примем b2 = 52мм. Из табл. 4.12 [1.1] ширина шестерни b'1 = 1,08 × b2 = 1,08 × 52 = 56,16мм. По табл. 1.1 [1.1] b1 = 56 мм.

Модуль передачи

mn = b2 / ym = 52 / (30...20) = 1,7…2,6 мм.,

По табл. 4.6 [1.1] стандартное значение модуля mn= 2,5мм.

Принимаем коэффициент осевого перекрытия eb = 1,2 и по формуле (3.23) [2.1] определяем угол наклона зубьев:

sinb = p × eb × mn / b2 =p× 1,2 × 2,5 /52 = 0,1812. Отсюда b = 10,44°.

Определяем суммарное число зубьев:

S = 2 · a × сosb / mn = 2×130×0,9834/2,5 = 102,3. Примем ZS = 102.

Число зубьев шестерни Z1 = ZS / (U¢цил + 1 ) = 102/(2,2+1) = 31,9.

Примем ближайшее целое число Z1 = 32 >Zmin = 17 (таблица 4.8 [1.1].

Число зубьев колеса Z2 = ZS - Z1 = 102 – 32 = 70.

Фактическое передаточное число цилиндрической передачи:

Uцил ф = Z2 / Z1 = 70 /32= 2,2.

Уточняем угол наклона зубьев:

сosb = mn · ZS / ( 2 a) = 2,5 × 102 / (2 × 130) = 0,9808, b = 11,25°.

Делительные диаметры шестерни и колеса равны соответственно

d1 = mn · Z1 / сosb = 2,5 × 32 / 0,9808 = 81,6 мм,

d2 = mn · Z2 / сosb = 2,5 × 70 / 0,9808 = 178,4мм.

Уточняем межосевое расстояние:

а = (d1 + d2) / 2 =(81,6+178,4) / 2 = 130 мм.

Диаметры окружностей вершин da и впадин df зубьев шестерни:

da1 = d1 + 2 · mn = 81,6 + 2 × 2,5 = 86,6 мм;

df1 = d1 – 2,5 · mn = 81,6 – 2,5 × 2,5 = 75,35мм;

колеса:

da2 = d2 + 2 · mn = 178,4 +2× 2,5 = 183,4мм;

df2 = d2 2,5 · mn = 178,4 – 2,5× 2,5 = 172,15 мм.

Линейная скорость зацепления

V = p · d1 · 10-3 × nвх / 60 =p× 81,6×10-3× 384/60 = 1,6 м/с.

По таблице 4.9 [1.1] назначаем 8-ю степень точности передачи.





Дата публикования: 2014-11-29; Прочитано: 265 | Нарушение авторского права страницы | Мы поможем в написании вашей работы!



studopedia.org - Студопедия.Орг - 2014-2024 год. Студопедия не является автором материалов, которые размещены. Но предоставляет возможность бесплатного использования (0.006 с)...