Кинематический расчет привода (стр. 2 из 7)

0.89 – для шестерни;

0.98 – для колеса;

– коэффициент безопасности, примем

=1,1.

МПа;

Общее допускаемое контактное напряжение равно:

МПа;

Проектный расчет зубчатой передачи. Межосевое расстояние определяем по формуле 9.39[1], мм.:

;

где

;

148 мм;

По таблице 9.2[1] уточняем

160 мм;

Определяем модуль по таблице 9.1[1]:

m_n=(0.01…0.02)*

= 0.02 * 160 = 3.2

по таблице m_n=3;

Определяем ширину колеса и шестерни:

мм – для колеса;

мм – для шестерни;

Определяем угол наклона:

Sin(β)=π*m_n/b₁=3.14*3/64=0.147;

β=arcsin(0.147)=8⁰;

Определяем общее число зубьев, шестерни и колеса:

Z_сум =2*

*cos(β)/ m_n =2*160*cos(8⁰)/3=105;

Z₁= Z_сум /(u_ред+1)=105/(4+1)=21;

Z₂= Z_сум - Z₁=105-21=84;

Уточняем фактическое передаточное число:

u_ф.=Z₂/ Z₁=84/21=4;

Δ=(u- u_ф.)/ u_ф.*100%=(4-4)/4*100%=0%;

Уточняем cos(β):

cos(β)=( Z₁+ Z₂)* m_n /2*

=(105*3)/2*160=0.99375;

Определяем диаметры колеса и шестерни по формуле 9.6[1]:

d₁= m_n * Z₁/ cos(β)=3*21/0.99375=64 мм – для шестерни;

d₂= m_n * Z₂/ cos(β)= 3*84/0.99375=256 мм – для колеса;

Проверим межосевое расстояние стр.146[1]:

=( d₁+d₂)/2=(64+256)/2=159.5 мм;

Определим диаметры выступов и впадин шестерни и колеса по формуле 9.3[1]:

Шестерня:

d_выс= d₁+2* m_n=64+3*2=70 мм;

d_вп= d₁-2.5* m_n=64-3*2.5=56.5 мм;

Колесо:

d_выс=d₂+2* m_n=256+3*2=262 мм;

d_вп=d₂-2.5* m_n=256-3*2.5=248.5 мм;

Определим силы в зацеплении:

F_t₁=2*T₂/d₁=2*85.32/64=2.6 кН;

F_t₂=2*T₃/d₂=2*327/256=2.6 кН;

F_r₁= F_t₁*tg(α)/cos(β)=2.6*tg(20⁰)/cos(8⁰)=0.96 кН;

F_r2= F_t2*tg(α)/cos(β)=2.6*tg(20⁰)/cos(8⁰)=0.96 кН;

F_a1= F_t1*tg(β)= 2.6*tg(8⁰)=0.37 кН;

F_a2= F_t2*tg(β)= 2.6*tg(8⁰)=0.37 кН;

Определение скорости и степени скорости по таблице 9.9[1]:

Тогда:

м/с;

S=9;

Проверочный расчет по формуле 9.42[1]:

;

275

1.88*cos(β)=1.88*cos(8⁰)=1.74;

ε_a=(1.88-3.2(1/z₁+1/z₂))cos(β);

ε_a=(1.88-3.2(1/21+1/84)) cos(8⁰)=1.68;

;

Коэффициенты

определяем по таблицам соответственно 9.12[1], 9.10[1], 9.13[1]:

=1.11;

=1.026;

=1.25;

K_H=1.11*1.026*1.25=1.41075;

МПа;

Определяем погрешность:

Δ=

Расчет зубьев при изгибе по формуле 9.44[1]:

;

Y_F₁ и Y_F₂зависят от z_υ=z/ cos³(β):

z_υ1=z₁/cos³(β)=21/ cos³(8⁰)=21.62;

z_υ2=z₂/cos³(β)=84/ cos³(8⁰)=87;

Тогда по таблице 9.10[1] Y_F₁ и Y_F₂соответственно равны:

Y_F₁=4.09;

Y_F₂=3.61;

Допускаемое напряжение определяем по формуле 9.14[1]:

;

Пределы изгибной выносливости определяем по таблице 9.8[1]:

HB;

определяем по [1] стр.152

=1;

=1.5;

=1.8;

МПа;

Определим по колесу или по шестерне будем вести расчет:

Расчет ведем по меньшей из величин

так как

меньше то расчет ведем по шестерне, тогда

;

МПа;

;

3.2 Расчёт цепной передачи

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТу 13568-75) и определяем шаг цепи

, мм:

;

где Т₁ – вращающий момент на ведущей звёздочке, Hм;

– число зубьев той же звездочки;

– допускаемое давление, приходящееся на единицу проекции опорной поверхности шарнира,

=26 H/мм²;

– коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи;

Предварительно вычисляем величины, входящие в формулу

Коэффициент:

где

;