3.7.2. Определяем число зубьев и модуль зацепления.
m = (0.01 ¸ 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 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
... , , . Произведем оценку числа возможных вариантов, которые можно синтезировать на основе морфологической матрицы при наложении на нее граничных условий проектирования, а именно исключения вышеперечисленных вариантов: Для всего PC машины поточной линии прядильного производства оценка полных решений может быть проведена по следующей формуле: , где – количество исполнительных механизмов в ...
... частот вращения валов привода Номинальные частоты вращения валов в заданном приводе определяют с учётом выполненной разбивки общего передаточного отношения по ступеням передаточного механизма привода. Частота вращения вала 1 (входного вала редуктора): n1 = nД, (1.8) n1 = 700 мин-1. Частота вращения вала 2 (промежуточного вала привода): , ...
... ребрами) изображают конструктивные и потоковые функциональные структуры [14]. Принципы построения функциональных структур технических объектов рассматриваются в последующих главах курса "Основы проектирования им конструирования" не включенных в настоящее пособие. Для систем управления существуют характеристики, которые можно использовать в качестве критериев для оценки структур. Одна из них - ...
... ) при запуске в серийное производство контейнеров с оборудованием. Все это ведет к снижению сроков и затрат на подготовку производства. 5Автоматизированное проектирование деталей крыла В настоящем разделе проекта рассматривается автоматизированное проектирование деталей и узлов с целью увязки конструкции и подготовки информации для изготовления шаблонов, технологической оснастки и самих деталей. ...
0 комментариев