7. Проектный расчет конической передачи.

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности колеса:

, где

Т₂ – номинальный крутящий момент на валу колеса

U^’ – заданное передаточное число

К_Н – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

[σ]_Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Полученное значение de6 округляем до значения de₆=230 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69

Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

De₁=de₂/U=230/4=57.5 мм.

Предварительное число зубьев шестерни Z₁.

Z`₁=22

Число зубьев колеса Z_2.

Z^’₂=Z ₁*U^’=22*4= 88

Углы делительных конусов.

Колеса:

Шестерни:

Внешний окружной модуль:

me=de₂/Z₂=260/88=2.95 мм.

Внешнее конусное расстояние:

.

Рабочая ширина зубчатых колес:

b=b₅=b₆=Kbe*Re=0,285*136=36мм.

Коэффициент смещения инструмента:

Xe₁=0.29 мм; Хе₂= -0.29 мм.

Проверка зубьев колеса на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₂ – номинальный крутящий момент на валу колеса

K_F=1.13 – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

Y_F2=3.66 – коэффициент формы зуба ([1] рис. 6,2)

Значение Y_F выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_v

Z_v2=Z₂/cosδ₂=88/cos74=319

B₂ – рабочая ширина колеса

m_е – модуль

[σ]_F2=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σ_F2=(3202*10³*2,722*1,13*3,65*)/(89*5,83*600*0,85)=135,73<[σ]_F2

Б) зуб шестерни:

σ_F1= σ_F2*Y_F1/ Y_F2<[σ]_F1 , где

σ_F2 =135,73 МПа – напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Y_F1=3,65 и Y_F1=3,65– коэффициенты, учитывающие форму зуба

[σ]_F1=293 МПа – допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σ_F1=135,73*3,65/3,66=135,73 МПа < [σ]_F1.

Окончательное значение диаметра внешней делительной окружности:

Шестерни: de₁=me*Z₁=2.95*22=64.9

Колеса: de₂=me*Z₂=2.95*88=259.6

Внешние диаметры вершин зубьев:

Шестерни:

dae₁=de₁+2(1+Xe₁)*me*cosδ₁ = 64.9+2(1+0,39)*2.95*0,963=72.8мм

Колеса:

dae₂= de₂+2(1+Xe₂)*m_e*cosδ₂ = 259.6+2(1-0,39)*2.95*0,271=260.6мм.

Средний модуль:

Силы действующие на валы зубчатых колес:

Окружная сила на среднем диаметре:

F_t=2T₂*10³/d_m2=2*208*1000/0,857*259.6=2301 H

Радиальная сила на шестерне :

F_R1= F_t*tgα_n*cos_δ1=2301*tg20^o*0,962=806Н

Осевая сила на шестерне :

F_A1= F_ttgβ*sin _δ1=2301* tg15.74*0,271=175Н

Осевая сила на колесе: F_A2= -F_R2=175 H

Радиальная сила на колесе: F_R2= -F_A2=806 H

8. Подбор и расчет цепной передачи

Исходные данные:

Т₂=208 Н∙м – крутящий момент на валу ведущей звездочки

n₂=240 мин^-1 – частота вращения вала ведущей звездочки

U=2 – передаточное число цепной передачи;

1. Выбор цепи:

Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР.

2. Предварительное значение шага для однорядной цепи:

Предварительный шаг цепи:

По стандарту выбираем для проверки две цепи:

ПР-19.05-3180* ; значение А=105.8мм²

ПР-25.4-5670* ; значение А=179.7мм²

3. Назначение основных параметров:

а) число зубьев ведущей звездочки

Найдем рекомендуемое число зубьев Z₁ в зависимости от передаточного числа:

; принимаем Z₁ =25

б) межосевое расстояние

ПР-19,05-3180* ПР-25,4-5670*

а=40Р=40∙19,05=762мм а=40Р=40∙25,4=1016мм

в) наклон

Угол не задан, поэтому приближенно назначим в пределах

г) смазывание цепи

Т.к. n₂ >100 мин^-1, то принимаем непрерывное смазывание.

4. Определение давления в шарнире:

Найдем значение коэффициента, учитывающего условия эксплуатации цепи К_Э

К_Э = К_д∙ К_А ∙ К_Н∙ К_рег ∙К_см ∙ К_реж =1 ∙1 ∙1 ∙1,25 ∙1 ∙1,25=1,56

Где

К_д =1- коэффициент динамичности нагрузки при нагрузке без толчков и ударов;

К_А=1- коэффициент межосевого расстояния при а=(30…50)Р;

К_Н=1 – коэффициент наклона линии центров при = ;

К_рег=1,25 – коэффициент регулировки натяжения цепи при передаче с нерегулируемым натяжением;

К_см=1 – коэффициент смазывания при непрерывном смазывании цепи при помощи капельницы;

К_реж =1,25 – коэффициент режима при работе привода в две смены;

Окружная сила, передаваемая цепью:

ПР-19,05-3180* ПР-25,4-5670*

Давление в шарнире однорядной цепи (m_p=1):

=> подходит => не подходит

Следовательно, для дальнейших расчетов принимаем однорядную роликовую цепь 1ПР-19,05-3180*;

Ее параметры:

Р=19,05 - шаг цепи

- расстояние между внутренними плоскостями пластин цепи

А =25,51 – расстояние между осями симметрии многорядных цепей

- диаметр ролика цепи

=18,2 – ширина пластины цепи

5. Число зубьев ведомой звездочки:

Z₂ =U_ц.п.∙Z₁ =2 ∙25=50

6. Частота вращения ведомой звездочки:

7. Делительный диаметр ведущей звездочки:

8. Диаметр окружности выступов ведущей звездочки:

9. Делительный диаметр ведомой звездочки:

10. Диаметр окружности выступов ведомой звездочки:

11. Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший):

Принимаем

12. Диаметр обода ведомой звездочки (наибольший):

Принимаем

13. Ширина зуба звездочки:

14. Ширина зубчатого венца звездочки:

В = А + b₁= 25,51 + 11,28 = 36,79 мм

15. Межосевое расстояние:

=40×Р=40×19,05=762 мм

16. Потребное число звеньев цепи:

Принимаем W’=118

17. Уточненное межосевое расстояние:

Полученное значение уменьшаем на:

= (0,002…0,004) = (0,002…0,004) 762,99=1,53…3,05мм.

Окончательное значение межосевого расстояния: а = - = 761 мм

18. Нагрузка на валы звездочек: