Sq = 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*kэ/ F ,н/мм2
где kэ определяется как произведение:
kэ = kд*kА*kн*kрег*kс*kреж ;
kд - коэффициент учитывающий днамичность нагрузки, при спокойной
нагрузке kд = 1
kА - коэффициент учитывающий межосевое расстояние = 1
kрег - коэффициент учитывающий способ регулировки натяжения цепи,
натяжение - положением одной из звездочек kрег = 1
kн - коэффициент учитывающий наклонность расположения передачи
передача - горизонтальная kн = 1
kс - коэффициент учитывающий влияние способа смазки
смазка - периодическая kс = 1.5
kреж - коэффициент учитывающий продолжительность работы
работа - в две смены kреж = 1.25
kэ = 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*Sq,
где Sq - 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.
| n1 об/мин | n2 об/мин | n3 об/мин | i1x3 | i7x10 |
| 725 | 483 | 172.5 | 1.5 | 2.8 |
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;sв=880н/мм2;sт=690н/мм2; термообра-
ботка - улучшение; НВ = 257. Для зубчатых колес Z3 и Z10сталь той же марки,
термообработка - нормализация sв=690н/мм2;sт=440н/мм2; НВ=200.
3.3. Пределы выносливости при симметричном цикле изгиба для материалов
шестерен по формуле:
s-1’» 0.35sв+ (70¸120) н/мм2
для материала колес:
s-1’’» 0.35sв+ (70¸120) н/мм2
подставим значения:
s-1’» 0.35*880+ (70¸120) =378¸428н/мм2
s-1’’» 0.35*690+ (70¸120) = 311¸361н/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]*kpu ) н/мм2
для шестерен, принимая:[n]=1.5, ks = 1.6 и kpu = 1, напряжение составит:
[s0]u’=(1.5*410) /(1.5*1.6) = 256н/мм2
для колес, принимая:[n]=1.5, ks = 1.5 и kpu = 1, напряжение составит:
[s0]u’’=(1.5*320) /(1.5*1.5) = 214н/мм2
3.5. Допустимые контактные напряжения для колес Z3 и Z10 при коэффи-
циенте kpk = 1 вычисляются по формуле:
[s]k = 2.75 HB*kpkн/мм2
[s]k = 2.75* 200 = 550 н/мм2
3.6. Определим вращающие моменты на валах коробки скоростей.
M = N/wн*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.
Ат = ( i + 1) *Ö (340/[s]k)2*Мрш/ (yA* i * kn ),
где i = 1.5, приняв предварительно К=1.5 , получим:
Мрш = К*Мш = 1.5 * 172.4 = 259.4 ,н*м.
где yА = В/А - коэффициент ширины, принимаем = 0.2
kn = 1, передача прямозубая.
После подстановки значений получим:
Ат = ( 1.5 + 1) *Ö (340/550)2*259.4*103/ (0.2*1.5 *1) = 170.8 ,мм
Принимаем по ГОСТу 2185-66 Ат = 160 мм (см. табл. П11 [2])
3.7.2. Определяем число зубьев и модуль зацепления.
m = (0.01¸0.02)*Aт ,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 = 2Ат/ m(1+i)
где m - модуль зубчатого колеса,
Ат - 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:
dд1 = m * Z1 = 3 * 42 = 126 ,мм
dд2 = m * Z2 = 3 * 64 = 192 ,мм
B1 = B2 + 5 = 40 + 5 = 37 ,мм
B2 = yA* Aт = 0.2 * 160 = 32 ,мм
De1 = dд1+ 2m = 126 + 6 = 132 ,мм
De2 = dд2+ 2m = 192 + 6 = 198 ,мм
Di1 = dд1- 2.5m = 126 - 7.5 = 118.5 ,мм
Di2 = dд2- 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*dд2*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 = Ккц* Кдин;
где Ккц - коэффициент концентрации нагрузки. Кдин- динамический
коэффициент. При В/dд = 37 / 126 = 0.3 , Ккц = 1.3 , Кдин= 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:
sk = 340/A *ÖМрш( i+1)3 / (B*i*kn), н/мм2
где А = Ат = 160 мм,
Мрш = К* Мш = 1.9 * 115.3 = 219.1 ,н*м.
sk = 340/160 *Ö219.1*103( 1.5+1)3 / (37*1.5*1) = 530.3 н/мм2,
sk< [s]k.
3.7.7. Определяем силы действующие в зацеплении.
Окружное усилие:
P2 = 2Мп / dд1 , 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.
su = Pp / ( y*B*m*knu ) , н/мм2
где y - коэффициент формы зуба по табл. 3.4 [2], knu = 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:
Pp = P2p = K*P = 2.1 * 1830.2 = 3843.4,н
В = В3 = 32 ,мм
Расчетное (рабочее) напряжение изгиба в опасном сечении зуба колеса Z3:
su = 3843.4 / ( 0.47 *32*3*1) = 85.18 н/мм2 ,
[s0]’’u = 214 ,н/мм2
su < [s0]’’u.
3.8. Выполним расчет для зубчатого зацепления 7x10.
3.8.1. Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности
поверхности зубьев.
Ат = ( i + 1) *Ö (340/[s]k)2*Мрш/ (yA* i * kn ),
где i = 1.5, приняв предварительно К=1.5 , получим:
Мрш = К*Мш = 1.5 * 172.4 = 259.4 ,н*м.
yА = В/А - коэффициент ширины, принимаем = 0.2
kn = 1, передача прямозубая.
После подстановки значений получим:
Ат = ( 2.8 + 1) *Ö (340/550)2*259.4*103/ (0.2*2.8 *1) = 198.46,мм
Принимаем по ГОСТу 2185-66 Ат = 200 мм (см. табл. П11 [2])
3.8.2. Определяем число зубьев и модуль зацепления.
m = (0.01¸0.02)*Aт ,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 = 2Ат/ m(1+i)
где m - модуль зубчатого колеса,
Ат - 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:
dд1 = m * Z1 = 3 *34 = 102 ,мм
dд2 = m * Z2 = 3 * 94 = 282 ,мм
B1 = B2 + 5 = 40 + 5 = 45 ,мм
B2 = yA* Aт = 0.2 * 200 = 40 ,мм
De1 = dд1+ 2m = 102 + 6 = 108 ,мм
De2 = dд2+ 2m = 282 + 6 = 288 ,мм
Di1 = dд1- 2.5m = 102 - 7.5 = 95.5 ,мм
Di2 = dд2- 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*dд2*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: