0474 / My musick / записка

σHlimb1 := 18HRC1 + 150 = 960

ÌÏà;

табл. 3.2 [1. 34]

SH := 1.1

см. [1. 33];

σHadm1 :=

σHlimb1

= 873

ÌÏà;

см [1. 292]

SH

σFlimb1 := 700

ÌÏà;

SF := 1.5

см [1. 44];

σFadm1 :=

σFlimb1

= 467

ÌÏà;

SF

для ведомого колеса

σHlimb2 := 18HRC2 + 150 = 960

ÌÏà;

σHadm2 :=

σHlimb2

= 873

ÌÏà;

SH

σFlimb2 := 700

ÌÏà;

σFadm2 :=

σFlimb2

= 467

ÌÏà;

SF

KF

4.3.1. Определяем коэффициент нагрузки (KH,

);

4.3.2 Предворительное значение окружной скорости по формуле (V'):

Cv := 15

по табл. 4.9 [4. 95];

ψa :=

0.315

- коэффициент ширины по табл. 3.3 [4. 53];

тогда:

3

n2

T3 103

V' :=

= 4.02

м/с;

103

Cv

U3_42 ψa

4.3.3 Степень точности по табл. 4.10 [4. 96]:

m := 8;

4.3.1.3 Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:

U3_4 + 1

b

=

ψa

= 0.9

d1

2

4.3.4 Коэффициенты нагрузки на контактную выносливость.

По таб. 4.7 (4. 93] определяем коэффициент концентрации

KHβ0 := 1.1

x := 0.75

таб. 4.1 [4. 77].

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

4.3.7 По таб. 4.12 [4, 97] определяем коэффициент динамичности

KFv := 1.04

тогда:

KF := KFα KFβ KFv = 1.09

4.4.1

Предварительное межосебое

расстояние по формуле:

K := 300

- для прямозубых передач

3

αw := (U3_4 + 1)

K

2

T4 103

= 137

мм см [4. 98]

σHadm2 U3_4

ψa

Принимаем с соответствии с единым рядом глабных параметров стандартное значение:

αw. := 200

мм см [4. 51]

4.4.2 Действительная скорость по формуле:

V :=

2 αw. π

n2

= 7.7

м/с см [4. 98]

(U3_4 + 1) 60 103

4.4.3 Фактические контактные напряжения

b2 := 64

мм - ширина колеса

U3_4 + 1

U3_4 + 1

3

σH := 300

T4 10

= 490.7

<

σHadm2 = 872.7

МПа; см [4. 98]

αw. U3_4

b2

прочностью.

На этапе заканчиваются расчеты, связанные с контактной

НедогрузσHadm2 − σH

Δσ :=

σHadm2

100

= 43.8 %

F :=

T3 103 (U3_4 + 1)

= 981

Н см [1. 99]

αw. U3_4

t3

mn :=

3.5 Ft3 KFd KF

= 0.29 мм; см [1. 104]

b1. σFadm1

Z' :=

2 αw.

= 320

см [4. 100]

mn.

Z := 319

примем

Число

зубьев шестерни

Z'1 :=

Z

= 53.2

U3_4 +

1

примем

Z1 :=

53

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

U'2_3 :=

Z2.

= 5.02

а принятое

U3_4 = 5

Z1

σF1

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни (

):

Приведенное число зубьев:

Zv1 := Z1 = 53

Коэффициент

формы зуба по табл. 4.13 [1. 101]

YF1 := 3.61

Тогда:

YF1

σF1 :=

σFadm1 = 467

Ft3

KFd KF = 111 ÌÏà см [4. 101] а допускаемое

ÌÏà;

b1. mn.

YF2

σF2 :=

σFadm2 = 467

Ft3

KFd KF = 116.8

ÌÏà а допускаемое

ÌÏà;

b2 mn.

Условия прочности изгибу колес выполнено.

4.1 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

d1 := mn. Z1

= 66

мм;

см [4. 108]

:= mn. Z2.

= 333

колеса:

d2

мм;

Проверяем условие

d

1

+ d

2

= 199.4

=

αw. = 200

мм

2

Диаметры вершин

колес;

шестерни

da31 := d1

+ 2 mn. (1 + 0.1) = 69

см [4. 108]

колеса

da32 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1)

= 335.3

Диаметры впадин колес;

шестерни

df1 := d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1)

= 63.4

см [4. 108]

колеса

df2 := d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 329.6

4.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft3

= 981

Н

Осевое усилие

Fa3 := 0Н

см [4. 109]

π

Радиальное усилие

Fr3 := Ft3 tan 20

= 357

Н

см [4. 109]

180

Нормальное усилие

Fn3 :=

Ft3

= 1043

Н

см

[4. 109]

cos 20

π

180

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

ãäå

Kд := 1

- коэффициент динамической нагрузки (значение при спокойной нагрузке)

Ka := 1

- коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния a = (30-50)t

Kн := 1

- положение передачи горизонтальное

Kр := 1.15

- при переодическом регулировании натяжении передачи

Kсм := 1.25

- при переодическом смазывании передачи

Kп := 1

- при работе в одну смену

Kэ := Kд Ka Kн Kр Kсм Kп = 1.44

Следовательно

5.3 Числа зубьев звездочек

ведущей

z1 := 31 − 2 U4_5 = 28.4

см [1. 149]

примем

z1 := 26

ведомой

z2 := z1 U3_4 = 130

примем

z2 := 47

5.4 Øàã öåïè t

padm := 25

МПа-допускаемое давление в шарнирах

m := 2

- число рядов цепи

3

T3

103 Kэ

t := 2.8

= 15.8

мм

см [1. 149]

z1 padm m

значение

t := 15.875

мм см [4. 147]

Принимаем ближайшее большее

5.5 Параметры выбранной цепи

Q := 45

кН - разрушающая нагрузка

q := 1.9

кг/м - масса одного метра цепи

Aоп :=

140

ìì2- площадь опорной поверхности шарнира

dр1 := 5.08

мм - диаметр ролика

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

2) по давлению в шарнирах

kz := 1 + 0.01

(z1 − 17)

= 1.1

для двухрядных и более цепей

padm_таб := 30

ÌÏà - ïî òàá 7.18 [4]

padm := padm_таб kz 0.85 = 27.8

Расчетное значение давления в шарнирах (p)

v :=

z1 t n3

= 2.7

м/с - окружная скорость см [1. 149]

60 103

F

:=

P3 103

= 2488

Н - окружная сила: см [1. 153]

t5

v

p :=

Ft5 Kэ

= 25.5

ÌÏà

см [1. 153]

Aоп

Условие p<padm выполняется

5.5 Межосевое расстояние

a := 0.25 t

zΣ +

(Lt − 0.5 zΣ)

2

− 8

2

см [1. 149] ãäå

Lt − 0.5

zΣ := z1 + z2 = 73

- суммарное число зубьев

:=

z2 − z1

= 3.3

2 π

a := 40 t = 635

a

:= a = 40

t

t

:= 2 at

+ 0.56 zΣ +

2

= 121

Lt

at

- число звеньев см [1. 153]

Округляем

Lt

:= 122

до четного чила

тогда

a := 0.25 t

zΣ +

(Lt − 0.5 zΣ)

2

− 8

2

= 677

ìì

Lt − 0.5

5.6. Конструктивные размеры звездочек

d

:=

t

= 132

мм -делительный диаметр ведущей звездочки см [1. 153]

π

1

sin

z1

d

:=

t

= 238

мм -делительный диаметр ведущей звездочки

sin π

2

z2

Геометрическая характеристика зацепления

γ

:=

t

= 3.1

dр1

высоты зуба;

Коэффициент

k1

:= tan π −1 = 8.24

k2 := tan π −1

= 14.94

z1

z2

Изм. Лист № докум.

Подпись Дата

De1 := t

0.7 + k1

−

0.31

= 140.3

ìì

см [1. 154]

γ

Диаметр наружной окружности ведомой звездочки

De2 := t

0.7 + k2

−

0.31

= 246.7

ìì

γ

Радиус впадин

r := 0.5

(dр1 − 0.05 t)

= 2.1

ìì

Диаметр окружности впадин ведущей звездочки

Di1 := d1 −

(dр1 + 0.175

d1)

= 124.6

ìì

см [1. 154]

Диаметр окружности впадин âåäомой

звездочки

Di2 := d2 −

(dр1 + 0.175

d2)

= 229.9

ìì

Радиус закругления зуба

r3 := 1.7 dр1 = 8.6

мм

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений

h3 := 0.8 dр1 = 4.1

мм

5.8. Силы действующие на цепь