Силы зацепления зубчатых колес

3.5 Силы зацепления зубчатых колес

В зубчатых передачах действует окружная сила F_t и нормальная сила F_n, также могут действовать и другие силы.

Вычисляем окружную силу по формуле:

F_t = 2000*T₁/d_1 = 200*699/143 = 9776 Н.

где T1 – расчетный вращающий момент на шестерне и оси расчитывается по формуле:

T₁ = 9550*1,3*N/h₁ = 699 Н*м;

Далее вычисляем осевую силу, действующую на вал по формуле:

F_x = F_t*tg  = 9776*tg 0 = 0 Н;

Определяем радиальную силу по выражению:

Fr = Ft*tg _t = 9776*tg 23⁰ = 4106 Н;

4 Расчет промежуточной и быстроходной передачи

Исходные данные для расчета промежуточной передачи:

N = 2,50 кВт

n₁ = 162 мин^-1

n₂⁰ = 42,6 мин^-1

n_2D = 2,13 мин^-1

t = 19008 ч.

Расчитаем моменты на шестерне по формуле:

T₁ = 9550*N*k/n₁ = 9550*2,50*1,3/162 = 191 Н*м;

Все разъяснения по формуле см. в предыдущем параграфе.

Выбираем предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра: _bd⁰ = 0,8;

Расчитываем предполагаемое передаточное число по формуле:

U₀ = n₁/n₂⁰ = 162/42,6 = 3,8;

Затем расчитываем предполагаемое межосевое расстояние:

a_⁰ = 227 мм.

Выбираем желаемое расстояние: a_g a_⁰; 230  227мм.

Выбираем допустимое отклонение межосевого расстояния из выражения:

 0,01* a_g <  a_ < 0,1* a_g

0,01*230 < 10 < 0,1*230

2,3 < 10 < 23

Следовательно условие выполняется и  a_ равняется 10.

Расчитываем предполагаемый наральный диаметр шестерни по формуле:

;

Расчитаем предполагаемую рабочую ширину по формуле:

b_⁰ = _bd⁰*d_1⁰ = 0,8 * 96 = 77 мм;

Рабочую ширину выбираем из условия: b_ b_⁰; 78  77 мм.

Рабочая ширина составляет 78 мм.

Выбираем число зубъев шестерни из условия z₁>16, z₁=20;

Расчитаем число зубъев колеса по выражению: z₂ z₁*U⁰ 76

Угол наклона линии зуба  = 0.

Расчитаем преполагаемый модуль m⁰, m⁰ = 4,8 мм.

Выбираем значение модуля из выражения m  m⁰ , 5  4,8 мм.

Модуль равняется 5 мм.

Выбираем коэффициент смещения шестерни и колеса из условия, что 17 <=z₁<= 20 и U⁰=>3,5; следовательно x₁=0,3; x₂=-0,3.

Далее расчитываем геометрические параметры передачи:

1.   Передаточное число U; U = z₂/z₁ = 76/20 = 3,8;

2.   Сумма чисел зубъев z_; z_= z₁ + z₂ = 20+76 = 96;

3.   Частота вращения колеса h₂=h₁/U = 162/3,8 = 42,6 мин^-1;

4.   Модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой h_2R=|h₂ – h₂⁰| = |42,6 – 42,6| = 0;

5.   Торцовый угол профиля _t = arctg(tg /cos ) = 20⁰;

6.   Сумма коэффициентов смещений x_= x₁+x₂ = 0,3+(-0,3) = 0;

7.   Угол зацепления _t = _t = 20⁰; при x_= 0;

8.   Межосевое расстояние _ = 240 мм;

9.   Модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого a_R = |a_ - a_g| = |240-230| = 10 мм;

10.       Делительный диаметр шестерни d₁= m*z₁/cos  = 5*20/cos 0⁰ = 100мм;

11.       Делительный диаметр колеса d₂ = m*z₂/cos  = 5*76/cos 0⁰ = 380 мм;

12.       Начальный диаметр шестерни d_1 = 2*a_*z₁/z_ = 2*240*20/96 = 100 мм;

13.       Начальный диаметр колеса d_2 = 2*a_*z₂/z_ = 2*240*76/96 = 380 мм;

14.       Основной диаметр шестерни d_b1 = d₁*cos _t = 100*cos 20⁰ = 94 мм;

15.       Основной диаметр колеса d_b2 = d₂*cos _t = 380*cos 20⁰ = 357 мм;

16.       Диаметр вершин зубъев шестерни d_a1 = d₁+2*m*(h_a^*+x₁) = 100+2*5*(1+0,3) = 113 мм;

17.       Диаметр вершин зубъев колеса d_a2 = d₂+2*m*(h_a^*+x₂) = 380+2*5*(1+0,3) = 387 мм;

18.       Диаметр впадин зубъев шестерни d_f1 = d₁-2*m*(h_f^*-x₁) = 100-2*5*(1,25-0,3) = 90 мм;

19.       Диаметр впадин зубъев колеса d_f2 = d₂-2*m*(h_f^*-x₂) = 380-2*5*(1,25-0,3) = 364 мм;

Коэффициент наименьшего сцепления шестерни x_min = -0,2;

x_min < x₁

-0,2 < 0,3;

Основной угол наклона _t = 0⁰;

Основной окружной шаг P_bt = 15мм;

Осевой шаг P_x= 0мм;

Угол профиля зуба шестерни и зуба колеса в точке по окружности вершин

_a1 = arccos (d_b1/d_a1) = 34⁰;

_a2 = arccos (d_b2/d_a2) = 23⁰;

Коэффициент торцового перекрытия

_ = (z₁*tg_a1+z₂*tg_a2 – z_*tg2_t) / (2*) = 1,7;

 Коэффициент осевого перекрытия

_ = b/P_x= 78/0 = 0;

Коэффициент перекрытия

_v = _ + _ = 1,7 + 0 = 1,7;

Средняя суммарная длина контактных линий l_m 133 мм.

Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий R_ = 1;

Наименьшая суммарная длина контактных линий

l_min = l_m * R_ = 133мм;

l_min=> b

Похожие работы

Энергетический и кинематический расчеты редуктора привода транспортера

Скачать

13254

2

16

... – через сливное отверстие, уровень масла показывается с помощью маслоуказателя. Смазка подшипников осуществляется тем же маслом что и зубчатые колеса путем разбрызгиванием масла. Заключение При выполнении данной курсовой работы рассчитан привод и спроектирован редуктор привода. При расчёте двухступенчатого редуктора мы выбрали двигатель 4А132S4У3, у которого мощность , частота вращения .

Расчет цепного конвейера

Скачать

53034

1

0

... 12,4-14,5 мм. Назначаем dк = 25 мм. dбк ≥ 25+3 ּ 1 = 28 мм. Назначаем dбк = 28 мм. dп = 25-3 ּ 1,5 = 21,5 мм. Назначаем dп = 20 мм. dбп ≥ 20+3 ּ 1,5 = 24,5 мм. Назначаем dбп = 25 мм. 3.2.3 Проверочный расчет валов Плоскость YOZ (вертикальная). Для определения реакции Rb воспользуемся уравнением (3.4) - Fr1 ּ 28+Fa2 ּ 45+Fr2 ּ 39+Fa1 &# ...

Привод ленточного конвейера

Скачать

20415

12

0

... . Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением. 1. Энергетический и кинематический расчет привода Мощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]: Pp=FtV= 4×103×1,6=6,4 кВт, где Ft– тяговое усилие на барабане, кН; V – окружная скорость Мощность, потребляемая ...

Расчет редуктора (конический одноступенчатый прямозубый). Передачи: ременная, цепная

Скачать

26186

0

6

... и отдельных элементов привода [Л1] (табл. 1.2.1). Для нашего привода (рис.1): Рисунок 1 – Схема привода: 1 – электродвигатель, 2 – ременная передача, 3 – редуктор конический одноступенчатый, 4 – цепная передача. Расчетная мощность электродвигателя, кВт:  ; (1.2) На основании рекомендуемых min и max величин передаточных чисел u для ...