dunaev_lelikova (Детали машин Курсовое проектирование Дунаев Леликов 5-е издание дополненное (2004)), страница 8

Требуемая частота вращения вала электродвигателя (1.6) и, = п„и и = 82,9(1,5 ... 4,0) (2,5 ... 5,0) = = 310 ... ! 658 мин'. По табл. 19.28 выбираем электродвигатель АИР13254: Р, = 7,5 кВт; п, = 1440 мин '. Кинематические расчеты. Общее передаточное число привода (1.7) и„. = и,/п„,„=1440/82,9 =17,37 . С другой стороны, и,в = и и,. Примем и, = 5. Тогда и = и~!и = 17,37I 5 = 3,47. Частота вращения входного (быстроходного) вала редуктора пь = и, = 1440 мин . Частота вращения выходного (тихоходного) л вала пт = пг/и,, = 1440!5 = 288 мин '.

Определение моментов. Вращающий момент на приводном валу (1.14) Т„,„= Гз.1„/2 = 6000. 0,2305/2 = 690 Н м. Момент на тихоходном валу редуктора (1.15) Т = Т,„„/(и„„д „,з),„) = 690/(3,47 0,93 0,99) = 216 Н м. Момент на быстроходном валу редуктора (1.19) Ть =Тт/(и,р,„)=2!6/(5 0,97)=44,5 Н.м. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Выполним для сравнения расчет передачи для всех четырех видов термической обработки (ТО), упомянутых в гл. 2.

В соответствии с этим примем следующие материалы для вариантов ТО (см. табл. 2.1): 1 — колесо — сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 235 ... 262 НВ; 57 шестерня — сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ; й — колесо — сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ; шестерня — сталь 40Х; твердость поверхности зубьев после закалки с нагревом ТВЧ 45 ... 50 НКС; Ш вЂ” колесо и шестерня — сталь 40ХН; твердость поверхности зубьев после закалки 48 ... 53 НКС; 1Ч вЂ” колесо и шестерня — сталь 12ХНЗА; твердость поверхности зубьев после цементации и закалки 56 ...

63 НКС. Определим средние значения твердостей поверхностей зубьев колес (2.1) и значения баз испытаний (2.2). Для принятых вариантов ТО получим: 1 — колесо НВ,„=0,5(235+262)=248,5;Мм;=ЗОНВ,'э =30 248,5 '= =1,68. 10'; шестеРнЯ НВ, =0,5(269+ 302)= 285,5;)Чин= 30 285,5 Я= =2,35 10'; П вЂ” колесо НВ, = 285,5; Ум, = 2,3 5 10~; шестерня НКС, = 0,5(45 + + 50) = 47,5. По таблице перевода (с. 18) НКС, = 47,5 соответствует НВ, =456. ТогдаА'и;=30 456'"=7,2 10~; ! П вЂ” колесо и шестерня НКС, = 0,5(48 + 53) = 50,5, что соответствует НВ,„ = 490. ТогдаЛм, = 30 490аэ = 8 58 10 1Ч вЂ” колесо и шестерня НКС,р = 0,5(56 + 63) = 59,5, что соответст- вуетНВ„=605.

Тогда%и,=30 605" =1,42 1О~. Прн расчете на изгиб при всех вариантах термообработки база испытаний Фн, = 4 10 . 6 Вычислим действительные числа циклов перемены напряжений. По формулам (2.3) получим: — для колеса У~ = 60 нз 2,» = 60 288 8500 = 1,47 10; — для шестерни Ж~ =Юг и = 1,47 10 5 =7,35 10~. Определим теперь коэффициенты долговечности. Так как при У > Мнь коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям 2и = 1, то для всех четырех вариантов термообработки для колеса и шестерни Ук = 1. Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для всех вариантов термообработки уа = 1, так как во всех случаях У > 4 10~. Вычислим теперь допускаемые контактные и изгибные напряжения. По формулам табл.

2.2 пределы выносливости оць и оны, соответствующие базовым числам Ино и Иго для вариан- тов ТО такие: 1 — колесо ольших = 1,8НВср + 67 = 1,8 248,5 + 67 = 514 Н/мм', оныг = 1,03НВ.р = 1,03 248,5 = 256 Н/мм~; шестерня аць ~ = 1,8 285,5 + 67 = 581 Н/мм'; пн, ~ = = 1,03 . 285,5 = 294 Н/мм~; 11 — колесопм; ~= 1,8 285,5+ 67= 581 Н/мм', оцц з = 1,03 285,5 = 294 Н/мм'; шестерня ом ~ =14НКС, +170=14 47,5+ 170 = 835 Н/мм~; ан; ~ = 310 Н/мм~; 1Н вЂ” колесо и шестерня о~ = 14 50,5 + 170 = 877 Н/мм', пн, = 310 Н/мм~; 1У вЂ” колесо и шестерня пца = 19НКС„р = 19 59,5 = 1130 Н/мм~; оны = 480 Н/мм'.

Допускаемые контактные и изгибные напряжения получают умножением значений пм; и ан; на коэффициенты Хц и Гц (2.6). Из ранее выполненных расчетов видно, что все коэффициенты Уц = 1 и Гц = 1. Поэтому допускаемые контактные и изгибные напряжения во всех рассмотренных случаях [о]ц = она и [п]ц= пн, . Для варианта термообработки П допускаемое контактное напряжение, которое должно быть принято в расчет, определяют по формуле (2.7) [о]ц = 0,45 ([о]ц~ + [о]цз) = 0,45(835 +581) = 637 Н/мм~.

Это напряжение не долясно превышать значение 1,25 [п]цз = = 1,25 581 = 726 Нlмм'. Следовательно, это условие выполняется. Для всех других вариантов термообработки в качестве допускаемого контактного напряжения принимают меньшее из [п]ц~ и [о]цз. Таким образом: Вариант1 — [о]ц= 514 Н/мм~; [о]~ = 256 Н/мм~; [а]ч = 294 Н/мм . Вариант П вЂ” [а]ц = 637 Н/ммз; [о]цз = 294 Н/мм~; [о]н = 310 Н/ммз. Вариант Ш вЂ” [а]ц = 877 Н/мм', [п]гз = [п]п = 310 Н/мм'.

Варианг Р~ — [о]ц = 1130 Н/мм'; [а]щ = [о]н = 480 Н/мм~. Для расчета межосевого расстояния передачи предварительно надо определить значения некоторых коэффициентов. По реко- 59 мендациям, приведенным в разд. 2.2, принимаем: — коэффициент межосевого расстояния для передач с косыми зубьями К„= 43,0; — коэффициент ширины 9н„= О, 3! 5; — коэффициент ширины ~рм по формуле (2.8); ~р„, = 0,5 ц~„„(и ч: 1) = О 5 О 31 5(5 —;-1) = О 945, Для вычисления коэффициента Кна неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий находим значение индекса схемы 5 = 8 (см.

табл. 2.3) и по формуле (2.9) рассчитываем значение этого коэффициента. При значении твердости > 350 НВ, т.е. для вариантов термообработки П1 и 1Ч: Кнр — — 1+2~р /Ь'=1+2.0945/8=1,24. При твердости < 350 НВ, т.е, для вариантов термообработки 1и П, коэффициент Кна = 1. ДальнейШий порядок расчета соответствует приведенному в разд. 2.1.1. 1. Межосевые расстояния определяем по формуле (2. 10) для всех принятых вариантов материалов и термообработки. а >К„(ич-1)з нэ =43(5+1)з,, м!20 мм; Кн~Т, 1 216 10' 9 и'[о$, 0,315 5' 514' П— а„=43(5+1),, =105 мм; 1 216 1О' 0,315 5' 637' Ш— а„= 43(5+1) з ',, = 90 мм; 1,24.

216 10' 0,315 5' 877' 1Ч— а„=43(5+1)э ',, =75 мм. 1,24 216 10' 0,315 5' 1130' Таким образом получены передачи с различными межосевыми расстояниями: чем выше значение допускаемого контактного напряжения, тем меньше межосевое расстояние передачи. С целью получения меньших размеров и, следовательно, массы желательно принять передачу с наименьшим межосевым расстоянием. Но надо предварительно проверить для рассчитанных передач выполнение двух условий, приведенных в разд. 3.4. Для этого следует определить диаметры с(п валов в местах установки подшипников и дели- тельные диаметры с( шестерен. По формулам (3.1) и (3.2) и табл.

3. 1 находим: — для входного (быстроходного) вала с коническим концом Ы > (7 ... 8) Ч'Ть = (7 ... 8) (/44,5 = 24,7 ... 28,3 мм. Потабл.125принимаемс(=25мм.Тогда4~=25+2 1,8=286мм. Принимаем Ип = 30 мм. — для выходного (тихоходного) вала с коническим концом д > (5 ... 6) 1/Тг = (5 ... 6) 1/216 = 30 ... 36 мм; Ып — — (30 ...

36)+2 2=34...40 мм. Принимаем с(п = 40 мм. Делительный диаметр шестерни вычисляют по формулв с1, = 2а /(и + 1) . Тогда для принятых вариантов ТСк 1 — И, =2.120/(5+1)=40 мм; 11 — Ы, = 2 105/(5+1)=35 мм; 111 — сЕ, = 2 90/(5+1)=30 мм; 1Ч вЂ” с1, =2 75/(5+1)=25 мм. Проверка передач по условию 1 размещения подшипников. По формуле (3.6) требуемое межосевое расстояние должно быть а„>0,5(Р, +Р,)+Л. 61 Расстояние Л = 21/Тт = 2'/216 и 12 мм. Тогда для подшипников (см. табл. 19.18 — 19.24): легкой серии!Эв = 62 мм; Пт = 80 мм; а > 83 мм; средней серии.0в = 72 мм; Ют = 90 мм; а е 93 мм.

Следовательно, передача с межосевым расстоянием а = 75 мм по этому критерию не проходит. В случае применения подшипников средней серии не проходит также передача с межосевым расстоянием а = 90 мм. Проверка передачи по условию 2 — соотношению диаметров валов (формула (3.7)).

Диаметр входного вала ап = 30 мм. Сравнивая этот диаметр с делительными диаметрами 4, находим, что вариант с межосевым расстоянием а„= 75 мм не проходит по этому критерию. Для дальнейших расчетов целесообразно принять передачу с межосевым расстоянием а = 105 мм. 2. Предварительные основные размеры колеса. Для выбранного варианта определим предварительные основные размеры колеса: — делительный диаметр (2.12) Н,' = 2а и/(и+1)= 2 105 5/(5+1)=175 мм; — ширина (2.13) Ь, = у,а„= 0,315 105 = 33 мм. Принимаем из ряда стандартных чисел Ьз = 34 мм (табл. 19.1).

3. Модуль передачи. Для вычисления предварительного значения модуля передачи по рекомендации п. 3 разд. 2.1.1 примем коэффициент модуля К = 5,8. Тогда по формуле (2. 16) 2К Тг 2'58'216'10 а", Ь,(о 175 34 294 Округляем до стандартного значения из первого ряда: т = 1,5 мм. Далее, руководствуясь последовательными этапами расчета, изложенными в разд. 2.1.1, определяем остальные параметры.

62 4. Угол наклона и суммарное число зубьев. Минимальный угол наклона зубьев (2.17) Р .„= агсв(п (4т/Ь,) = агсьбп (4 1,5/34) = 10,16425'. Суммарное число зубьев (2.18) г, =2а сов13 „/т=2.105сов10,16425'/1,5=137,8. Округляя в меньшую сторону до целого числа, принимаем г, = 137. Тогда действительное значение угла 13 (2.19) 1)= агссов(г,т/(2а.))=агссов(137 1,5/(2 105))=11,8826 . 5. Число зубьев шестерни (2.20) г, = г,/(и х1)=137/(5+1) = 22,83. Принимаем г, = 23.

Число зубьев колеса (2.21) г, = г, — г, =137 — 23 =114. 6. Фактическое передаточное число ие = гз/г1 = 114/23 = 4,9565. Отклонение от заданного передаточного числа (2.22) Ли = ! и, — и )100/и = ! 4,9565 — 51100/5 = 0,87 04, что находится в допускаемых пределах. 7. Геометрические размеры колес (см. рис. 2.1). Двпшннн.

ные диаметры (2.23): — шестерни 4 = г т/соф = 23 1,5 / сов 11,8826' = 35 255 мм; — колеса Нг = 2а — 4 = 2 105 — 35,255 = 174,745 мм. Диаметры окружностей вершин н впадин зубьев (2.24): — шестерни Ы„1 = А + 2т = 35,255 + 2 1,5= 38,255 мм; ф =а~~ — 2,5т = 35,255 — 2,5 1,5=31,502 мм; — колеса Ым = с/з + 2т = 174,745 + 2 1,5= 177,745 мм; ада = с/з — 2,5т = 174,745 — 2,5 1,5= 170,995 мм; Ширина шестерни Ь| = 1,08Ьз = 1,08 34 = 37 мм. 8. Проверка пригодности заготовок колес для приннгой термообработки (см.