korobka (729196), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

n₁ = 25 * 137 / 30 * 96 = 1.2

n₂ = 75 * 46 / 30 * 96 = 1.2

2.11. Определим натяжение цепи от центробежных сил:

S_u = qu²

где q - масса одного метра цепи ,кг/м.

S_u = 0.44 * 0.54² = 0.128

2.12. Oпределим натяжение от провисания цепи:

S_q = Kf * q * a* g

где : Kf - коэффициент зависящий от положения межосевой линии

K_f = 6 для горизонтальных передач.

q - масса 1м цепи,кг

S_q = 6 * 0.44 * 9.8 * 0.2 = 5.1

2.13. Окружное усилие в передаче.

P = N*10³ / u н,

где N - передаваемое усилие, u - средняя скорость цепи.

P = 8.75 *10³ / 0.54 = 16203 ,н

2.14. Проверка цепи на износ, по среднему давлению в шарнирах.

p = P * k_э / F ,н/мм²

где k_э определяется как произведение:

k_э = k_д * k_А * k_н * k_рег * k_с * k_реж ;

k_д - коэффициент учитывающий днамичность нагрузки, при спокойной

нагрузке k_д = 1

k_А - коэффициент учитывающий межосевое расстояние = 1

k_рег - коэффициент учитывающий способ регулировки натяжения цепи,

натяжение - положением одной из звездочек k_рег = 1

k_н - коэффициент учитывающий наклонность расположения передачи

передача - горизонтальная k_н = 1

k_с - коэффициент учитывающий влияние способа смазки

смазка - периодическая k_с = 1.5

k_реж - коэффициент учитывающий продолжительность работы

работа - в две смены k_реж = 1.25

k_э = 1*1*1*1*1.5*1.25 = 1.875

F - проекция опорной поверхности шарнира в мм². Для втулочной цепи.

F = B*d*m,

где m - число заходов = 1;

B и d - см. табл. параметров цепи.

F = 1.95 * 0.359 = 0.7

p = 16203 * 1.875 / 0.7 = 43400.9 н/мм²;

2.15. Определим усилие, действующее на вал, с учетом усилия от провисания

цепи.

R = P + 2*S_q,

где S_q - усилие от провисания цепи.

P - окружное усилие.

R = 16203 + 2 * 5.1 = 16213.2 ,н

3. Расчет зубчатых передач.

Для расчета зубчатой передачи выбираем наиболее нагруженные зацепле-

ния. Первое зацепление шестерня 1 и колесо 3 и второе зацепление шестерня 7

и колесо 10.

3.1. Таблица исходных данных при расчетных зацеплениях:

Табл. 3.1.

3.2. Для обеспечения меньших габаритов коробки скоростей выбираем

для обеих пар зубчатых колес сталь с повышенными механическими качества

ми: для шестерен Z1 и Z7 - сталь 40Х; s_в=880н/мм²; s_т=690н/мм²; термообра-

ботка - улучшение; НВ = 257. Для зубчатых колес Z3 и Z10сталь той же марки,

термообработка - нормализация s_в=690н/мм² ; s_т=440н/мм²; НВ=200.

3.3. Пределы выносливости при симметричном цикле изгиба для материалов

шестерен по формуле:

s_-1’ » 0.35s_в + (70¸120) н/мм²

для материала колес:

s_-1’’» 0.35s_в + (70¸120) н/мм²

подставим значения:

s_-1’ » 0.35*880 + (70¸120) =378¸428 н/мм²

s_-1’’ » 0.35*690 + (70¸120) = 311¸361 н/мм²

Принимаем s_-1’ = 410 н/мм² и s_-1’’ = 320 н/мм²

3.4. Допускаемые напряжения изгиба зубьев высчитываем по формуле:

[s₀]_u’=(1.5*s_-1) / ([n]*k_pu ) н/мм²

для шестерен, принимая: [n]=1.5, k_s = 1.6 и k_pu = 1, напряжение составит:

[s₀]_u’=(1.5*410) / (1.5*1.6) = 256 н/мм²

для колес, принимая: [n]=1.5, k_s = 1.5 и k_pu = 1, напряжение составит:

[s₀]_u’’=(1.5*320) / (1.5*1.5) = 214 н/мм²

3.5. Допустимые контактные напряжения для колес Z3 и Z10 при коэффи-

циенте k_pk = 1 вычисляются по формуле:

[s]_k = 2.75 HB*k_pk н/мм²

[s]_k = 2.75 * 200 = 550 н/мм²

3.6. Определим вращающие моменты на валах коробки скоростей.

M = N/w н*м.

Ведущий вал:

М = 8.75 * 10³ / 75.9 = 115.3 н*м.

Ведущий вал:

М = 8.75 * 10³ / 75.9 = 115.3 н*м.

Ведущий вал:

М = 8.75 * 10³ / 75.9 = 115.3 н*м.

3.7. Выполним расчет для зубчатого зацепления 1x3.

3.7.1. Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности поверхности зубьев.

А_т = ( i + 1) * Ö (340/[s]_k)² * М_рш / (y_A* i * k_n ),

где i = 1.5, приняв предварительно К=1.5 , получим:

М_рш = К*М_ш = 1.5 * 172.4 = 259.4 ,н*м.

где y_А = В/А - коэффициент ширины, принимаем = 0.2

k_n = 1, передача прямозубая.

После подстановки значений получим:

А_т = ( 1.5 + 1) * Ö (340/550)² * 259.4*10³ / (0.2*1.5 *1 ) = 170.8 ,мм

Принимаем по ГОСТу 2185-66 А_т = 160 мм (см. табл. П11 [2])

3.7.2. Определяем число зубьев и модуль зацепления.

m = (0.01 ¸ 0.02)*A_т ,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 = 2А_т / m(1+i)

где m - модуль зубчатого колеса,

А_т - 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:

d_д1 = m * Z₁ = 3 * 42 = 126 ,мм

d_д2 = m * Z₂ = 3 * 64 = 192 ,мм

B₁ = B₂ + 5 = 40 + 5 = 37 ,мм

B₂ = y_A * A_т = 0.2 * 160 = 32 ,мм

D_e1 = d_д1 + 2m = 126 + 6 = 132 ,мм

D_e2 = d_д2 + 2m = 192 + 6 = 198 ,мм

D_i1 = d_д1 - 2.5m = 126 - 7.5 = 118.5 ,мм

D_i2 = d_д2 - 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*d_д2*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 = К_кц * К_дин ;

где К_кц - коэффициент концентрации нагрузки. К_дин - динамический

коэффициент. При В/d_д = 37 / 126 = 0.3 , К_кц = 1.3 , К_дин = 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:

s_k = 340/A * Ö М_рш( i+1)³ / (B*i*k_n), н/мм²

где А = А_т = 160 мм,

М_рш = К* М_ш = 1.9 * 115.3 = 219.1 ,н*м.

s_k = 340/160 * Ö 219.1*10³( 1.5+1)³ / (37*1.5 *1) = 530.3 н/мм²,

s_k < [s]_k.

3.7.7. Определяем силы действующие в зацеплении.

Окружное усилие:

P₂ = 2Мп / d_д1 , 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.

s_u = P_p / ( y*B*m*k_nu ) , н/мм²

где y - коэффициент формы зуба по табл. 3.4 [2], k_nu = 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:

P_p = P_2p = K*P = 2.1 * 1830.2 = 3843.4 ,н

В = В₃ = 32 ,мм

Расчетное (рабочее) напряжение изгиба в опасном сечении зуба колеса Z₃:

s_u = 3843.4 / ( 0.47 *32*3*1 ) = 85.18 н/мм² ,

[s₀]’’_u = 214 ,н/мм²

s_u < [s₀]’’_u.

3.8. Выполним расчет для зубчатого зацепления 7x10.

3.8.1. Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности

поверхности зубьев.

А_т = ( i + 1) * Ö (340/[s]_k)² * М_рш / (y_A* i * k_n ),

где i = 1.5, приняв предварительно К=1.5 , получим:

М_рш = К*М_ш = 1.5 * 172.4 = 259.4 ,н*м.

y_А = В/А - коэффициент ширины, принимаем = 0.2

k_n = 1, передача прямозубая.

После подстановки значений получим:

А_т = ( 2.8 + 1) * Ö (340/550)² * 259.4*10³ / (0.2*2.8 *1 ) = 198.46,мм

Принимаем по ГОСТу 2185-66 А_т = 200 мм (см. табл. П11 [2])

3.8.2. Определяем число зубьев и модуль зацепления.

m = (0.01 ¸ 0.02)*A_т ,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 = 2А_т / m(1+i)

где m - модуль зубчатого колеса,

А_т - 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:

d_д1 = m * Z₁ = 3 * 34 = 102 ,мм

d_д2 = m * Z₂ = 3 * 94 = 282 ,мм

B₁ = B₂ + 5 = 40 + 5 = 45 ,мм

B₂ = y_A * A_т = 0.2 * 200 = 40 ,мм

D_e1 = d_д1 + 2m = 102 + 6 = 108 ,мм

D_e2 = d_д2 + 2m = 282 + 6 = 288 ,мм

D_i1 = d_д1 - 2.5m = 102 - 7.5 = 95.5 ,мм

D_i2 = d_д2 - 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*d_д2*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 = К_кц * К_дин ;

где К_кц - коэффициент концентрации нагрузки. К_дин - динамический

коэффициент. При В/d_д = 45 / 102 = 0.4 , К_кц = 1.4 , К_дин = 1.5

К = 1.3 * 1.5 = 2.1

3.8.6. Проверяем расчетные контактные напряжения при принятых

размерах передачи и уточненной величине коэффициента нагрузки:

s_k = 340/A * Ö М_рш( i+1)³ / (B*i*k_n), н/мм²

где А = А_т = 200 мм,

М_рш = К* М_ш = 2.1 * 172.9 = 363.1 ,н*м.

s_k = 340/200 * Ö363.1*10³( 2.8+1)³ / (45*2.8 *1) = 650.6 н/мм²,

s_k > [s]_k.

Перенапряжение составляет:

s_k - [s_k] / [s_k] * 100%

670 - 550 / 550 * 100% = 18%,

Что недопустимо, с целью уменьшения динамических нагрузок назначаем

для передачи 7x10, 8-ю степень точности изготовления зубьев.

К_кц = 1.3 : К_дин = 1.3 .

K = 1.3 * 1.3 = 1.69

s_k = s_k * Ö K’/K = 650.6 * Ö 1.69 / 2.1 = 574.1 ,н/мм²

Перенапряжение составляет:

574.1 - 550 / 550 * 100% = 5%,

что приемлемо.

3.8.7. Определяем силы действующие в зацеплении.

Окружное усилие:

P₂ = 2Мп / d_д1 , н

P₂ = 2*172.9*10³ / 102 = 3390, н

Радиальное усилие:

T₂ = P₂ * tg20° , н

T₂ = 3390 * tg20° = 1234 , н

3.8.8. Проверяем прочность зубьев по напряжениям изгиба.

s_u = P_p / ( y*B*m*k_nu ) , н/мм²

где y - коэффициент формы зуба по табл. 3.4 [2], k_nu = 1 для прямозубых

колес.

Проведем сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и

колеса:

Z₇ = 34 ; y₁ = 0.430

Z₁₀ = 94 ; y₂ = 0.479

Для шестерни:

y₇[s₀]’_u = 0.430 * 256 = 110.1 ,н/мм²

Характеристики

Список файлов реферата