- •1 Общий расчет привода
- •Кинематическая схема и ее анализ. Исходные данные
- •1.2 Выбор электродвигателя
- •1.3 Кинетический расчет привода
- •1.4 Силовой расчет привода
- •Результаты общего расчета привода
- •2 Расчет прямозубой конической передачи
- •2.1 Расчетная схема. Исходные данные
- •2.2 Выбор материала и термической обработки для колес
- •2.3 Допускаемые контактные напряжения
- •2.4 Допускаемые изгибные напряжения
- •2.5.3 Модуль передачи
- •2.5.4 Число зубьев конических колес
- •2.5.5 Фактически передаточное число
- •2.5.6 Размеры колес конической передачи
- •2.5.7 Силы в зацеплении
- •2.5.8 Степень точности зацепления
- •2.6 Проверочный расчет зубьев конического колеса
- •2.6.1 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба
- •2.6.2 Проверка зубьев конического колеса по контактным напряжениям
- •Результаты расчета прямозубой конической передачи
2.5.4 Число зубьев конических колес
Число зубьев колеса определяется по формуле:
z2 = . (2.12)
Полученное число зубьев округляется в ближайшую сторону до целого числа: z2 = 102.
Число зубьев шестерни определяется по формуле:
z1 = . (2.13)
полученное значение числа зубьев шестерни округляется в ближайшую сторону до целого числа z1 = 43.
2.5.5 Фактически передаточное число
Фактически передаточное число:
uф = . (2.14)
Отклонение от заданного передаточного числа не должно быть больше 4%, т.е.
∆u = .
2.5.6 Размеры колес конической передачи
Размеры конического колеса передачи и шестерни показаны на рис. 2.2.
Углы делительных колес конусов колеса δ2 и шестерни δ1:
δ2 = arctg(uф) = arctg(2,37) = 67°;
δ1 = 90º - δ2 = 90º - 67° = 23°. (2.15)
Делительные диаметры шестерни de1 и колеса de2:
de1 = me ∙ z1 = 1,5 ∙ 43 = 65 мм;
de2 = me ∙ z2 = 1,5 ∙ 102 = 153 мм. (2.16)
Коэффициенты смещения шестерни и колеса:
хе1 = 2,6 ∙u0,14 ∙ z1-0,67 = 2,6 ∙2,370,14 ∙43-0,67 = 0,235;
хе2 = - хе1 = - 0,235. (2.17)
С учетом коэффициентов смещения внешние диаметры шестерни dae1 и колеса dae2 равны:
dae1 = de1 + 2(1+xe1)∙me ∙ cosδ1 = 65 +2(1+0,235)∙1,5∙0,941 = 68 мм;
dae2 = de2 + 2(1+хе2)∙mte ∙ cosδ2 = 153 + 2(1-0,235)∙1,5∙0,495 = 154 мм. (2.18)
2.5.7 Силы в зацеплении
При определении сил, действующих в прямозубом зацеплении, результирующую силу Fn на среднем делительном диаметре колеса, нормальную к поверхности зуба, раскладывают на составляющие: окружную силу Ft , радиальную Fr , осевую Fa . Схема сил в зацеплении для конической передачи приведена на рис. 2.3.
Окружная сила на среднем диаметре колеса равна окружной силе на шестерне :
Ft2 = . (2.19)
где dm2 – средний диаметр колеса,
dm2 = 0,857 ∙ de2 = 0,857∙153 = 131 мм.
Осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе:
Fa1 = Fr2 = Ft ∙ tgα ∙sin δ1 = 1458∙0,364∙0,339 = 180 H. (2.20)
Радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе:
Fr1 = Fa2 = Ft ∙ tgα ∙ cos δ1 = 1458 ∙ 0,364 ∙ 0,941 = 499 H, (2.21)
где tgα = tg 20º = 0,364.
Рис. 2.3 Силы в зацеплении конической передачи
2.5.8 Степень точности зацепления
Степень точности передачи определяют по таблице 20 [4], в зависимости от окружной скорости колеса
V = , м/с.
Окружная скорость колеса
V = (3,14·153·400) /60000 = 3,2 м/с.
По окружной скорости определяем 8-ю степень точности зацепления.