/>
D = [(n стаід -n факт )/n c ТАНД ] * 100; ( 15)
Визначимо фактичні частоти обертання.
n 1 = 20/34 * 21/60 * 22/82 = 0,055 хв -1 ;
n 2 = 20/34 * 27/54 * 22/82 = 0,077 хв -1 ;
n 3 = 20/34 * 21/60 * 36/68 = 0,108 хв -1 ;
n 4 = 20/34 * 27/54 * 36/68 = 0,151 хв -1 ;
n 5 = 20/34 * 21/60 * 1 = 0,206 хв -1 ;
n 6 = 20/34 * 27/54 * 1 = 0,294 хв -1 ;
Результати розрахунку похибки дійсних передавальних відносин зводимо в таблицю 2.
В
Таблиця 2 - Похибки дійсних передавальних відносин
N
1
2
3
4
5
6
n станд
0,053
0,0742
0,106
0,1484
0,212
0,297
n факт
0,055
0,077
0,108
0,151
0,206
0,294
D,%
3,7
3,7
1,9
1,7
2,8
1
Всі відхилення передавальних відносин знаходяться в межах допустимих, тому перерахунок не робимо. br/>
4 Силові розрахунки та розрахунки деталей на міцність
4.1 Визначення крутних моментів на валах
Розрахунок почнемо з останнього валу коробки подач, момент на якому знаходимо через формулу (10) роботи рейкової шестерні.
В
Знаходимо моменти на інших валах:
(16)
(17)
(18)
4.2 Проектний розрахунок зубчастих передач
4.2.1 Вибір матеріалів та термообробки
У Як матеріал для виготовлення всіх зубчастих коліс приймаємо сталь 40Х ГОСТ 4543-71, з термообробкою - гартування плюс високий відпустку (35 ... 40HRC). Обробка зубчастого вінця т.в.ч. з подальшим низьким відпуском. (50 ... 55НRC). Механічні властивості матеріалу:
- для колеса: = 1600 МПа, = 1400 МПа, 54HRC
- для шестірні: = 1600 МПа, = 1400 МПа, 52HRC
4.2.2 Визначення допустимих напружень
Допустимі контактні напруги для шестірні і колеса визначаємо з джерела за формулою:
, (19)
де , МПа - базовий межа контактної витривалості зубів, визначається для шестерні і колеса:
= 1.2 - коефіцієнт безпеки для зубчастих коліс з поверхневим зміцненням зубів.
ш = 17 * HRC +200 = 17 * 52 +200 = 1084МПа (20)
до = 17 * HRC +200 = 17 * 54 +200 = 1118 МПа (21)
МПа
В В
= 1129,167 МПа
Допустимі напруги вигину колеса і шестерні визначаємо з джерела за формулою:
(22)
де - Базовий межа витривалості зубів при згині, визначається для шестерні і колеса:
Для колеса = 650 МПа, для шестерні = 600МПа
= 0.8 - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження (для НВ> 350 і реверсивної передачі)
= 1,75 - коефіцієнт безпеки,
- коефіцієнт довговічності, враховує вплив строку служби та режиму навантаження (= 1,25).
Тоді допустимі напруження згину колеса складуть:
= 342,9 МПа
= 371,43 МПа
4.2.3 Визначення розмірів передач і зубчастих коліс
Визначаємо орієнтовний значення ділильного міжосьової відстані за формулою 8.13:
а =; (23)
де зі стандартного ряду
В
U = 1/i
М - Крутний момент на відомому валу, кН * м
К = 1,1 за джерелом [5]
a = мм.
a = мм.
a = мм.
Визначаємо модуль для коліс передач за формулою:
m = 2a/Z (24)
де Z-сумарна кількість зубів коліс,
a - міжосьова відстань, мм.
m = (2 * 92,3)/54 = 3,42 мм
m = (2 * 123,32)/81 = 3мм
m = (2 * 123,32)/81 = 3мм
m = (2 * 103,58)/104 = 2мм
З конструкторських міркувань за ГОСТ 9563-60 приймаємо модулі:
m = 3,5 мм
m = 3мм
m = 3мм
m = 2,5 мм
Уточнюємо міжосьова відстань
а = m * Z/2 (25)
Тоді
