Строим график частот вращения для коробки скоростей, выбирая i-передаточное отношение, соблюдая условия 1/4 i 2.

Рисунок 12 — График частот вращения

Из графика частот вращения получаем значения передаточных отношений:

(3.2)

(3.3)

(3.4)

(3.5)

(3.6)

(3.7)

(3.8)

(3.9)

(3.10)

На основании графика частот вращения составляем упрощенную кинематическую схему коробки скоростей:

Рисунок 13 — Упрощенная кинематическая схема коробки скоростей

По определенным передаточным отношениям определяем числа зубьев

колес ([5] прилож.21). Результаты представим в виде таблицы.

Таблица 2 — Результаты подбора чисел зубьев

Обозначение колеса	Передаточное число	Сумма зубьев передачи	Число зубьев колеса
1	2	3	4
z1	2,82	108	28
z2			80
z3	1,41		45
z4			63
z5	2		36
z6			72
z7	2,82		29
z8			81
1	2	3	4
z9	2,82	110	81
z10			29
z11	1		55
z12			55
z13			56
z14	2	84	28
z15			19
z16	3,98		65

---

Находим фактические частоты вращения шпинделя n_i, мин^-1















Произведем проверку правильности подбора чисел зубьев, которые должны обеспечить требуемую частоту вращения на данной скорости вращения шпинделя:

(3.11)

;

---

Условия верного выбора чисел зубьев выполняются.

2 Кинематический расчёт коробки скоростей
Расчетная частота вращения шпинделя n_расч, мин^-1
(4.1)

где n_min –минимальная частота вращения шпинделя, мин^-1,

n_max –максимальная частота вращения шпинделя, мин^-1



Принимаем в качестве расчетной частоты ближайшую стандартную частоту вращения шпинделя n_расч=63 мин^-1.

По графику частот вращения определяем частоты каждого вала n_i, мин^-1

n_I=910мин^-1.

n_II=710мин^-1.

n_III=250мин^-1.

n_IV=250мин^-1.

n_V=63мин^-1.

Мощность на валах N_i, кВт

N_i= N_i-1·₁·₂…_n, (4.2)

где N_i-1 — мощность на предыдущем валу, кВт;

₁=0,99…0,995 — КПД пары подшипников качения [5],

₂=0,95…0,98 — КПД прямозубых цилиндрических колес ([5] табл.2.1),

₃=0,93…0,95— КПД клиноременной передачи ([5] табл.2.1).

N_I = N_дв=0,37кВт.

N_II= N_I·₁·₂·₃=0,37·0,994·0,96·0,94=0,33кВт.

N_III= N_II·₁·₂=0,33·0,994·0,96=0,31кВт.

N_IV= N_III·₁·₂=0,31·0,994·0,96=0,29кВт.

N_V= N_IV·₁·₂=0,29·0,994·0,96=0,27кВт.

Крутящие моменты на валах Т_i, Н·м

, (4.3)

где N_i — мощность наi-ом валу, кВт,

n_i — частота вращения i-го вала, мин^-1.

---

2.1 Выбор оптимального варианта структурной сетки.

По числу ступеней коробки скоростей знаменателю геометрической прогрессии φ=1,26 из таблицы 5.1 (2, с.24) выбираем вид структуры БIII-2. При этом структурная формула имеет вид:

Z = 3(0+2+3∙2)

По рисунку 5.4 (2, с. 27) выбираем типовую кинематическую схему привода:


Рисунок 14– типовая кинематическая схема привода.

По таблице 5.1 выбираем следующие параметры:

КШ=22 – число шестерен коробки;

КВ=5 – количество валов;

КБ=4 – количество блоков;

КМ=0 – количество муфт;

Z_кц=6 – количество ступеней подачи передаваемых по короткой кинематической цепи;

В соответствии со знаменателем прогрессии φ=1,26 выбираем стандартный ряд частот вращения шпинделя:8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800;800; 1000; 1250; 1600.

Строим структурную сетку и график частот вращения по полученным данным.


Рисунок 15 – Структурная сетка коробки скоростей.



Рисунок 16 – График частот вращения коробки скоростей.

Структурная сетка и график частот вращения приведены на рисунках 15 и 16.

2.2 Расчет количества зубьев и определение знаменателя геометрического ряда
Для изготовления колес и шестерен используем сталь 40Х. Этот выбор обусловлен желанием получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость коробки скоростей.

Назначаем термообработку ([1] табл. 8.8):

для колес — улучшение 230...260 НВ, _В=850 МПа; _Т=550 МПа,

для шестерен — улучшение 260...280 НВ, _В=950 МПа; _Т=700 МПа.

При назначенной твердости обеспечивается приработка зубьев передач.

Допускаемые контактные напряжения [_Н], МПа

---

, (4.4)

где S_Н=1,1 — коэффициент безопасности,

_Нlimb — базовый предел контактной выносливости ([1] табл. 8.9),

К_HL — коэффициент долговечности.

_Нlimb=2·НВ+70 (4.5)

для колес _Нlimb=2·250+70=570 МПа,

для шестерен _Нlimb=2·270+70=610 МПа.

(4.6)

где N_K — эквивалентное число напряжений.

N_K =60·n·c·L_h, (4.7)

где n— частота вращения вала зубчатого колеса,

с — число зубчатых колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,

L_h — заданный ресурс, час.

L_h=L·365·K_год·24·К_сут, (4.8)

где L=5 — срок службы, лет;

K_год=0,66 — коэффициент использования передачи в год,

К_сут=0,66 — коэффициент использования передачи в сутки.

Расчет осуществляем по наиболее нагруженной передаче.

L_h=5·365·0,66·24·0,66=190794 ч.

N_K =60·63·1·19079=7,2·10⁷ .

Базовое число циклов N_Н, циклов

N_Н=30·НВ^2,4, (4.9)

где НВ — средняя твердость.

N_Н=30·250^2,4=1,7·10⁷.

В соответствии с кривой усталости напряжения _Н не могут иметь значений меньших _Нlimb, поэтому при N_K> N_Н принимают N_K= N_Н и тогда К_HL=1. В нашем случае N_K=7,2·10⁷ > N_Н =1,7·10⁷, следовательно К_HL=1.

Допускаемые контактные напряжения [_Н], МПа

для колес

для шестерен

Допускаемые контактные напряжения при кратковременной перегрузке [_Н]_max, МПа

[_Н]_max=2,8·_т, (4.10)

для колес [

---

Смотрите также файлы

• Ваши действия при угрозе террора.doc

• Освобождения от уголовного наказания понятие и виды.docx

• Top перевод.doc

• Космические опасности мифы и реальность.docx

• Слайд 1Титульник План моей работы.docx