dunaev_lelikova (Детали машин Курсовое проектирование Дунаев Леликов 5-е издание дополненное (2004)), страница 2

По табл. 1.1: Ч„= 0,93; Ч, = 0,97; »1„= 0,98; Ч,„= 0,99. Тогда Ч =0,93 0,97'.0,98 0,99=0,849. Требуемая мощность электродвигателя Р, = Р,„„7Ч = 6,3/0,849 = 7,42 кВт. Частота вращения приводного вала п„,„=б 10'т7'(ля),))=6 10' 0,63/(3,14 500)=24,1 мин'. Требуемую частоту вращения вала электродвигателя вычислим, подставляя в формулу для и, средние значения передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для цепной и двух зубча- 10 тых передач (см. табл. 1.2), и„р щ п„,„и„итиь = 24,1 2,25.

4,3 4,4 =1026 мин, где и„— передаточное число цепной передачи; ит и ив — передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней цилиндрического двухступенчатого редуктора. По табл. 19.28 выбираем электродвигатель АИР132МЬ: Р = 7,5 кВт; и = 960 мин'. 1.2.

Кииематические расчеты Определяют общее передаточное число привода иыщ и /п (!.7) Для исходных данных, относящихся к случаю 1, частоту и,„„ вращения приводного вала (мин') определяют по формуле (!.4). Во 2-м и З-,и случаях л,„„приведены в задании на проект. Здесь, как и везде, и, — асинхронная частота вращения вала выбранного электродвигателя. Полученное и,а распределяют между типами и ступенями передач. В общем случае (1.8) и„=и и„, (1.9) иыщ = ирел. Для двухступенчатого редуктора иещ = иьит (1.!0) где иь и ит — передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней редуктора.

Передаточные числа иь быстроходной н ит тихоходной ступеней двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям, приведенным в табл. 1.3. 11 где ип — передаточное число ременной ир или цепной и„передачи, расположенных как перед редуктором (коробкой передач), так и после него; и, — передаточное число редуктора (коробки передач). Если в схеме привода отсутствует ременная или цепная передача, то Передаточное число Схема Редуктор ит иБ 0,88 Ги„, Двухступенчатый по развернутой схеме пррр /ит 0,9.~~ир,д и„,/и, Двухступенчатый со- осный Двухступенчатый со- осный с внугренни м зацеплением 2з/р и, /и, 0,63'~и' Коническо-цилиндри- ческий и,/и, 1.3.

Рекомендации по распределению передаточных чисел в двухступенчатых редукторах Продолжение табл. 1.3 Частоты вращения выходного вала коробки передач представляют собой геометрическую прогрессию со знаменателем д. Если минимальная частота вращения вала пн то частоты вращения на других передачах соответственно: пт = п1д; пт = п,у = пзу; 2 п4 = пор = пФр;...; и, = п1<р' ' = п, 1 <р. Наиболее употребительные значения ~р: 1,41; 1,34; 1,25; 1,18. Частота вращения вала колеса тихоходной ступени редуктора (1.1 1) пт пвых ип где ип — передаточное число передачи (например, цепной), расположенной между редуктором и приводным валом.

Если такая пе- редача в схеме привода отсутствует, то пт = п,„„. Частота вращения вала колеса промежуточной ступени двух- ступенчатого редуктора (1.12) ппе = пт ит, где ит — передаточное число тихоходной ступени редуктора. Частота вращения быстроходного вала (1.13) пБ пт ире~ 13 1.3. Определение вращающих моментов на валах Случай 1 (см. рис. 1.1). Вращающий момент на приводном валу (Н м) Т,„„=Е О /2, .(1.14).

или Т.„„= Г, В„/2, где ко и и„— соответственно передаточное число и КПД передачи, расположенной между редуктором и приводным валом; поп — КПД опор приводного вала. При отсутствии такой передачи в схеме привода т внк/(т)опт)м)* (1.16) где пм — КПД муфпя, соединяющей вал редуктора и приводной вал. Момент на промежуточном валу редуктора (Н м) 7 пг 1 т/(итт)з т) (1.17) где и, т — КПД зубчатой передачи тихоходной ступени. Момент на входном (быстроходном) валу редуктора (Н м) ТБ т/(Р Пзт~ЗзБ) (1.18) где пз, — КПД зубчатой передачи быстроходной ступени. Для одноступенчатого редуктора Тв =Тт/(и „и,), (1.19) где и, — КПД передачи (зубчатой или червячной). 14 где Г, — окружная сила, Н, на барабане нли тяговых звездочках; 1)е н 17„— диаметр барабана и делительный диаметр тяговой звездочки соответственно, м.

Момент на выходном (тихоходном) валу редуктора (Н м) 7т =Т ./(нп Чп Чоп). (1.15) Случай 2 (см. рис. 1.2). Момент Т „приведен в задании. Вращающий момент на выходном (тихоходном) валу Тт = Т „. Моменты на промежуточном и быстроходном валах определяют по формулам (1.17) ... (1.19). Случай 3 (см. рис.

1.2). Мощность электродвигателя Р, (кВт) приведена в задании. Частота вращения вала электродвигателя п,(мин') определена в разд. 1.1. Вращающий момент на валу электродвигателя (Н.м) Т, =9550Р,/и,. (1.20) Момент на входном (быстроходном) валу редуктора (коробки передач) (Н м) Т, = Т, ил З)„, (1.21) где ип и т1п — передаточное число и КПД передачи (например, ременной), расположенной между электродвигателем и редуктором (коробкой передач). Если в схеме привода отсутствует такая передача, то вращающий момент на быстроходном валу (Н м) (1.22) ТБ =Т, Чм, где з1м — кпД муфты, соединяющей валы электродвигателя и редуктора (коробки передач).

Момент на промежуточном валу редуктора (Н м) (1.23) Т =Т,иБТ1„, где ив и т1з Б — передаточное число и КПД быстроходной ступени. Момент на выходном (тихоходном) валу редуктора (Н м) (1.24) Тт — Б Т)ЗБ "1зт где йз.т- КПД тихоходной ступени. 15 Глава 2 РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ Расчеты при курсовом проектировании должны выполняться с использованием вычислительной техники, в том числе программируемых микрокалькуляторов. Наиболее эффективно выполнение расчетов на ЭВМ.

В процессе таких расчетов можно варьировать (изменять) некоторые данные (например, допускаемые напряжения, передаточные числа), добиваясь оптимальных результатов расчета. 2.1. Расчет зубчатых передач После определения вращающих моментов на валах н частот вращения зубчатых колес выполняют основные проектные расчеты передач. Исходными данными для расчета являются: вращающий момент на колесе Ть частота вращения колеса пь передаточное число и, схема передачи, требуемый ресурс (время работы) 2м ч, характер производства — единичный, мелкосерийный, крупносерийный. 1.

Выбор материала н термической обработки. Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по табл. 2.1. Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и варианта термической обработки (ТО): 1 — стали, одинаковые для колеса и шестерни, марок: 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ, ТО колеса — улучшение, твердость 235...

262 НВ. ТО шестерни — улучшение, 269 ... 302 НВ; П вЂ” стали, одинаковые для колеса и шестерни, марок; 40Х, 40ХН, 35ХМ и 45ХЦ. ТО колеса — улучшение, 235 ... 262 НВ. ТО шестерни — улучшение и закалка с нагревом ! ВЧ, 45... 56 НКС; 1П вЂ” стали, одинаковые для колеса н шестерни, марок: 40Х, 40ХН, 35ХМ и 45ХЦ. ТО колеса и шестерни — улучшение и закалка с нагревом ТВЧ, 45 ... 56 НЕС; 1Н вЂ” стали, одинаковые для колеса и шестерни марок; 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХНЗА, 25ХГМ. ТО колеса и шестерни одинаковые — улучшение, цементация и закалка, 56... 63 НЕС. 16 2.1.

Механические характеристики сталей, используемых для изготовления зубчатых колес Термообра- ботка Твердость зубьев Марка стали от с4р о„р в сердцевине на поверхности 540 650 125 80 80 50 235 ... 262 НВ 269... 302 НВ 235 ... 262 Н В 269 ... 302 Н В Улучшение Улучшение 235...262 НВ 269... 302 НВ 235 ... 262НВ 269 ... 302 Н В 640 750 40Х 269... 302 НВ 45 ...

50НКС 750 235...262 НВ 269...302 НВ 235 ... 262НВ 269 ... 302 НВ 630 750 40ХН, 35ХМ 48 ... 53НКС 269...302 НВ 750 800 56 ... 63 НКС 200 125 300...400 НВ Чем выше твердость рабочей поверхности зубьев, тем выше допускаемые напряжения и тем меньше размеры передачи. 2. Допускаемые напряжения. Определяют допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колеса [о)ль ~о]г2 и шестерни [сфл, ~п)л.

Предварительно определяют среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев НВ =05(НВ +НВ ). (2.1) 17 Улучшение Улучшение Улучшение и закалка ТВЧ Улучшение Улучшение Улучшение и закалка ТВЧ 20Х, Улучшение, 20ХН2М, цементация 18ХГТ, и закалка 12ХНЗА 25ХГМ Предельные размеры заготовки, мм 200 125 125 80 125 80 315 200 200 125 200 125 Твердость НКС переводят в твердость НВ: Базовые числа циклов нагружений: — при расчете на контактную прочность Ф„о = ЗОНВ'„'" <12 1О'; (2.2) — при расчете на изгиб Ф = 4.10'. Действительные числа циклов перемены напряжений: — для колеса У =60п,Е„, (2.3) — для шестерни Ф, = М,и, где пз — частота вращения колеса, мин; Ц вЂ” время работы передачи ч; и и — передаточное число ступени. Коэффициент долговечности при расчете по контактным на- пряжениям У„='/У„,,/Ю, при условии 1< 2 < 2„,„.

(2.4) 13 Для длительно работающих быстроходных передач Ф > У„о и, следовательно, 7„=1, что и учитывает первый знак неравенства в формуле (2.4). Второй знак неравенства ограничивает допускаемые напряжения по условию предотвращения пластической деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя: 2н,„= 2,6 для материалов с однородной структурой (улучшенных, объемно-закаленных) и Хн „= 1,8 для поверхностно-упрочненных материалов (закалка ТВЧ, цементация, азотирование). Коэффициент долговечности при расчете на изгиб Г„=~/Ф ./Ю, при условии 1< Ук < У,, (2.5) где Ун,„= 4 и д = 6 — для улучшенных зубчатых колес; Ун,„= 2,5 и д = 9 для закаленных и поверхностно-упрочненных зубьев.