(3.21)

гдеz₁ иz₂ – числа зубьев ведущего и ведомого колес;

z₀ – сума чисел зубьев сопряженных колес;

f – числитель передаточного отношения;

g – знаменатель передаточного отношения;

K – наименьшее кратное сумм (f + g);

Е – целое число;

z_min= 18 – минимальное число зубьев.

В соответствии с полученными числами зубьев передач, вычерчивается вариант кинематической структуры (рисунок 12).

Рисунок 12 – Кинематическая структура коробки скоростей

3.7 Определение крутящих моментов на валах коробки скоростей

Крутящие моменты на валах Т, Н·м, могут быть найдены по формуле:

(3.22)

где Р_эд. – мощность на валу двигателя, кВт;

h– КПД участка кинематической цепи от двигателя до рассчитываемого вала;

n– расчетная частота вращения вала, об/мин.

Кинематический расчет коробки скоростей выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении А.

3.8 Расчет прямозубой эвольвентной передачи

Определение модуля зубчатой передачи расчетом на контактную выносливость зубьев

Для прямозубой цилиндрической передачи модуль m_н, мм, определяется по формуле:

(3.23)

где K_d– вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач K_d = 770;

z₁ – число зубьев шестерни;

T₁ – вращающий момент на шестерне, Н×м;

u – передаточное отношение передачи;

s_НР – допускаемое контактное напряжение, МПа;

K_H_b – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

(3.24)

где b – рабочая ширина венца зубчатой передачи;

d₁ – делительный диаметр шестерни.

Определение модуля зубчатой передачи расчетом на выносливость зубьев при изгибе

Для прямозубой цилиндрической передачи модуль m_F, мм, определяется по формуле:

(3.25)

где K_m – вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач K_m = 14;

K_F_b – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при изгибе;

s_FP – допускаемое изгибное напряжение, МПа;

Y_F₁ – коэффициент учитывающий форму зубьев шестерни.

Определение стандартного модуля зубчатой передачи

Из полученных расчетных значений m_H и m_F выбирается наибольшее значение и округляется в сторону увеличения до стандартного модуля по ГОСТ 9563 – 60. При этом должно выполняться следующее условие:

m₁£m₂£ … £m_k, (3.26)

где m₁ – модуль зубчатых передач группы, расположенной первой от электродвигателя;

m_k – модуль зубчатых передач группы, расположенной последней от электродвигателя.

Определение межосевого расстояния зубчатой передачи

Для прямозубой цилиндрической передачи межосевое расстояние А, мм, определяется по формуле:

(3.27)

где m – стандартный модуль передачи, мм;

z₂ – число зубьев зубчатого колеса, сопряженного с шестерней.

При определении межосевых расстояний по группам передач должно выполняться следующее условие:

A_w₁£A_w₂£ … £A_wk, (3.28)

где A_w₁ – межосевое расстояние передач группы, расположенной первой от электродвигателя;

A_wk – межосевое расстояние передач группы, расположенной последней от электродвигателя.

Расчет прямозубой эвольвентной передачи выполнен с использованием программы «SIRIUS 2». Результаты расчета находятся в приложении Б.

3.9 Расчет клиноременной передачи

С использованием программы «SIRIUS 2» произведем полный расчет клиноременной передачи с двумя шкивами без натяжного ролика при передаваемой мощности не более 30 кВт.

Окружная скорость ремня V, мин ^-1, определяется по формуле:

, (3.29)

где d₁ – расчетный диаметр шкива, мм;

n₁ – мощность, передаваемая передачей, кВт.

Расчетная длина ремня L, мм, определяется по формуле:

, (3.30)

где d₂ – расчетный диаметр шкива, мм;

А – приблизительное межцентровое расстояние, мм.

Число ремней zопределяется по формуле:

, (3.31)

где N – мощность, передаваемая передачей, кВт;

N₀ – мощность, передаваемая одним ремнем, кВт;

К₁ – поправочный коэффициент, зависящий от угла обхвата;

С_Р– коэффициент режима работы.

Коэффициенты К₁ и С_Р определяются по формулам:

, (3.32)

, (3.33)

где С– обозначение типа станка;

угол обхвата на малом шкиве, который определяется по формуле:

. (3.34)

Тяговое усилие передачи Р, Н, находится по формуле:

. (3.35)

Усилие на вал от одного ремня G, Н, определяется по формуле:

, (3.36)

где S – предварительное натяжение ремня, Н.

Уточненное межцентровое расстояние А₂, мм, вычисляется по формуле:

. (3.37)

Результаты расчета находятся в приложении В.

3.10 Расчет и построение свертки коробки скоростей

Разработка компоновочной схемы коробки скоростей

Компоновочная схема разрабатывается в следующем порядке:

а) определяются расстояния между осями валов и проводятся осевые линии.

б) на осях располагаются зубчатые колеса, муфты и другие передачи, и механизмы в соответствии с кинематической схемой. При этом нужно обеспечить возможность перемещения подвижных зубчатых колес и муфт, размещения механизмов управления, регулирования подшипников, сборки и разборки узла, а также обратить внимание на то, чтобы передвижные блоки зубчатых колес не сцепились одновременно с двумя неподвижными колесами на смежном валу.

в) вдоль оси каждого вала проставляются все соответствующие конструктивные размеры, что позволяет определить его ориентировочную длину.

Вычерчивание свертки коробки скоростей

а) Выбирается положение оси первого вала.

б) Из центра первого вала проводится окружность радиусом, равным расстоянию между осью первого вала и осью соседнего вала. Любая точка на этой окружности может быть центром этого вала и будет удовлетворять условию зацепляемости колес. Центр выбирается с учетом возможности рационального расположения и остальных валов.

в) Таким же путем определяются центры других валов. При расположении валов необходимо обеспечить простую форму корпуса, удобство его обработки, сборки и разборки. Нужно стремиться располагать центры валов на одних и тех же линиях как по вертикали так и по горизонтали, что делает корпус более технологичным.

Определение усилий действующих в зубчатых зацеплениях

На основе построенной свертки выполняется расчетная схема (рисунок 13), представляющая собой условное изображение расчетной цепи зубчатых передач. В полюсе зацепления каждой зубчатой пары, по нормали к боковым поверхностям зубьев, действуют силы F_n, Н, величина которых определяется по формуле:

(3.38)

где m и z – модуль и число зубьев зубчатого колеса;

Т – вращающий момент, приложенный к валу зубчатого колеса, Н×мм.

Сила, действующая со стороны шестерни на валу электродвигателя на натяжение ремней входного вала:

F₁= 307,33 H.

Сила, действующая со стороны шестерни на входном валу на зубчатое колесо промежуточного вала 1:

Сила, действующая со стороны шестерни на промежуточном валу 1 на зубчатое колесо промежуточного вала 2:

Рисунок 13 – Свертка коробки скоростей

Сила, действующая со стороны шестерни на промежуточном валу 2 на зубчатое колесо выходного вала:

3.11 Расчет и подбор подшипников

Определение реакций в опорах валов

Необходимо определить реакции в каждой опоре с помощью уравнений статики, которые имеют следующий вид:

, (3.39)

где SF_kx – сумма всех сил, действующих в плоскости Ozx;

SF_ky – сумма всех сил, действующих в плоскости Ozy;

Sm_O(F_k) – сумма моментов сил относительно выбранной точки плоскости.

Выбор подшипников по статической грузоподъемности

Критерием для подшипника служит неравенство:

Модернизация поперечно–строгального станка с ходом ползуна 700 мм на базе модели 7307 (стр. 6 из 14)