dunaev_lelikova (Детали машин Курсовое проектирование Дунаев Леликов 5-е издание дополненное (2004)), страница 9

рис. 2.2): -для Пзестерни О,„=Ы., +6=38,255+6=44,255 мм; — для колеса без выточек Я„„=Ь, +4=34+4=38 мм. По табл. 2.1 для стали марки 40Х предельные размеры заготовок колес: 23 = 125 мм; Я„р = 80 мм. Условия пригодности заготовок колес выполнены и, следовательно, могут быть получены принятые механические характеристики материалов колес. 9. Силы в зацеплении (см. рис. 2.3) вычисляют по формулам (2.25): — окружная Г, = 2Т,/г7, = 2 216 10'/1 74,745 = 2472 Н; — Радиальнаа Г„=.г; 18а/совр = 2472 !820 /сов 11,8826' = 920 Н; — осевая Р;=Р, 18!3=24721811,8826 =520Н. 10.

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Предварительно назначим степень точности передачи и определим значения некоторых уточняющих коэффициентов. Так как фактическое передаточное число передачи ие = 4, 9565, то частота вращения вала колеса лз = 1440/4,9565 = 290,5 мин'. Окружная скорость колеса ч Ырг /60000 3 1 4 1 74 745 290 5/60000 2 67 мlс Назначаем степень точности 7 (см.

табл. 2.4). Коэффициент Кр„= 0,81 (с. 25). Коэффициент 3'а (2.26) У =! !3/100 =1 118826 /100 =0*88 Так как ч < 15 мlс, то при варианте П термообработки коэффициент Крв = 1,0. Прн твердости зубьев колеса < 350 НВ коэффициент Кр„= 1,2. для определения коэффициентов урзз, урр вычислим приведенные числа зубьев: колеса я„з = гз/соз !3=114/соз 11,8826' = = 121,7; шестерни ян = г,/соз' !3 = 23/соз' 1 1,8826' = 24,5.

По табл. 2.5 принимаем Грзз = 3,61; Ура = 3,9. 64 Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса (2.29) и„= К,.К„К,„ЬЯ„Г,/(Ь,т) = =0,8! 1,0 1,2 0,88 3,61 2472/(34 1,5)=149,7 Н/мм', что меньше допускаемых напряжений (о]ег = 294 Н/ммг. Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни (2.30) о, =оегУез,/У,, =149,7.3,9/3,61=161,7 Нlмм . что также меньше [о]я = 310 Н/ммг. 11. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Определим значения уточюпощих коэффипиенгов (с.

27): Кн = 1,1; Кна = 1; Кн~ = 1,1 при твердости зубьев колеса ь 350 НВ. Расчетное контактное напряжение (2.31) он =376 =376 1,1 1,0 1,1 2472 4,9565+1/174,745 34 = 651 Н/ммг. Расчетное напряжение несколько превышает допускаемое (651/637 м 1,02), что, однако, находится в допустимых пределах. Для построения компоновочной схемы следует дополнительно определить некоторые размеры валов (3.2). Для входного вала ранее нашли: И = 25 мм; е/и = 30 мм. Диаметр заплечика Ы,„= Ы„+ Зг = 30+ 3(1,5 ... 2,0) = 34,5 ...

36 мм. Наружный диаметр шестерни г/,~ = 38,255, что мало отличается от Ыяп = 36 мм. Поэтому примем е/ьп = 38,255 мм. Для выходного вала ранее нашли: г/ = 36 мм; с/и = 40 мм. Диаметр заплечика Ыьп = 40+ 3(2 ... 2,5) = 46 ... 47,5 мм. Примем стандартное значение аьп = 48 мм. Диаметр посадочной поверхности для колеса примем е/к = 48 мм.

Зазор между колесами и стенками корпуса по формуле (3. 5) С = а. + 0,5(г/„+ г/.г) = 105+ 0,5(38,255+ 177,745) = 213 мм; а = й + 3 мм = г/213 + 3 = 9 мм. Предварительно выберем шариковые радиальные подшипники Установку подшипников наметим по схеме враспор (рис. 3.6, 6). Размеры других участков валов (см. рис. 3.1). 3 — пгниг 65 Входной вал с коническим концом; — длина посадочного конца (мь = 1,5Ы = 1,5 25 = 37,5 мм. Принимаем 40 мм; — длина цилиндрического участка конического конца 0,150 = = 0,15 25 = 3,75 мм.

Принимаем 4 мм; — диаметр Ир и длина !р резьбы (3.9) Нр - -0,9(И- 0,1!мь) = 0,9(25— — 0,1 40) = 18,9 мм, стандартное значение др. М!6 х 1,5; lр = 1,2Ир = =1,2 16 =!9 мм; — длина промежуточного участка (кь = 1,4Ып = 1,4 30 = 42 мм. Выходной вал с коническим концом: — длина посадочного конца (мт = 1,5а'= 1,5 36 = 54 мм; — длина цилиндрического участка конического конца 0,15Ы = 0,15 36 = 6мм; — диаметр др и длина (р резьбы (3.9) Ир - -0,9(г!- 0,1!мт) = 0,9(36— 66 0,1 .

54) = 27,5 мм, стандартное значение ф М27 х 2; 1р = 1,!ар —— = 1,! 27 = 30 мм; — длине промежуточного участка 1кт = 1,оп = 1,2 40 = 48 мм. Расчет цепной передачи. Согласно заданию с выходного вала редуктора движение передается цепью на приводной вал цепного конвейера. Передаточное число цепной передачи и = 17,37/4,9565 = 3,5.

результаты расчета, выполненного по [7, 8): цепь роликовая двухрядная, шаг Р = 19,05 мм; числа зубьев и диаметры делительных окружностей звездочек: ведущей г! = 23; ведомой гз= 81; 4 = 139,9 мм; ,! = 491,29 мм. Сила, действую!цая на валы со стороны цепной передачи Г = 2972 Н, направлена по линии центров звездочек. На рис.

3.11 приведена эскизная компоновка цилиндрического редуктора. Дальнейшую разработку конструкции см. разд. 13.1. 3.4.2. Расчет и эскизное проектирование конического зубчатого редуктора Условие примера. Рассчитать и сконструировать конический редуктор привода элеватора (рис. 3.12) по следующим данным. Окружная сила на барабане элеватора Г! = 5050 Н. Скорость движения ленты с ковшами ч = 0,8 мlс. Диаметр барабана ив = 400 мм.

Продолжитель~г ность работы (требуемый А " ресурс) Аь = б0000 ч. Произ!! в ! водство мелкосерийное. Коля! нические колеса с прямыми зубьями. ! Решение. Данный пример относится к случаю 1 задания исходных данных. Рис. 3.12 Руководствуемся порядком Расчета, изложенным в гл. 1. Выбор электродвигателя. Для выбора электродвигателя вы~велим мощность на выходе (1.1) Р =Г, ч/1000=5050 0,8/1000=4,04 кВт. 67 Потери энергии происходят: в опорах приводного вала элеватора, в цепной и ременной передачах, установленных соответственно между редуктором и приводным валом и между электродвигателем и редуктором, в конической зубчатой передаче.

По табл. 1.1 находим: т1,„= 0,99; з1,„= 0,92 ... 0,95; цр„= 0,94 ... 0,96; т(,„= 0,95 ... 0,97. Общие потери з! = 0,99(0,92 ... 0,95) (0,94 ... 0,96Н0,95 ... 0,97) = 0,81 ... 0,87. Требуемая мощность электродвигателя (1.2) Р, =Р„„„/ц „=4,04/(0,81...0,87)=4,98...4,64 кВт. Частота вращения приводного вала элеватора (1.4) и = 6 10 'т/(к 23,) = 6.10'.

0,8/(3,14 400) = 38,2 мин'. Передаточные числа по табл. 1.2: цепной передачи и = 1, 5 ... 4; и,„= 1 ... 4; ир. = 2 ... 4. Требуемая частота вращения вала электродвигателя (1.6) л, „= л,„„и„„и„„и,„= 38 2(1,5 ... 4) (1 ... 4) (2 ... 4) = 114 6 ... 2445 мин '. По табл. 19.28 выбираем электродвигатель АИР112М4: Р, = 5,5 кВт; и, = 1432 мин'. Если выбрать двигатель АИР132об (л, = 960 мин '), то размеры его будут больше.

Кинелштические расчеты. Общее передаточное число привода (1.7) и„, = п, /и„,„= 1432/38,2 = 37,49. С другой стороны и„= и„„ин, и,„. Примем им, = и,„= 3,15. Тогда из формулы (1.8) общее передаточное число цепной и ременной передач и„„ир, = и,а 7и„, = 37,49! 3,15 = 11,9. Примем для ременной передачи и,„= 3,15. Тогда и„„=!19/3,15 =3,78. Частота вращения выходного (тихоходного) вала,редуктора (1.11) и, = п„,„и„„= 38,2 3,78 =144,4 мин '.

68 Частота вращения входного (быстроходного) вала редуктора и, = ити =144,4 3,! 5 = 454,9 мин ~. Определение моментов. Вращающий момент на приводном валу элеватора (1.14) Т„„= Р; О„/2 = 5050 0,4/2 = 1010 Н м. Момент на тихоходном валу редуктора (1.! 5) Т, =Т„,„/(и„„т),„т).„)=10!0/(3,78 0,92.0,99)=293,4 Н.м. Момент на быстроходном валу редуктора (1.! 9) Т, =Тт/(ард т! ) 293,4/(3,15 0,96)=97 Н м. Расчет конической зубчатой передачи. В данном и после- дующих примерах расчет будем вести только для одного вида ма- териала и термической обработки.

Учащиеся могут выполнять расчеты, используя современную вычислительную технику, для нескольких вариантов материалов и видов их термообработки и затем выбрать наиболее подходящий вариант. Выберем в этом примере для колеса и шестерни сталь марки 40Х с термообработкой по варианту П, т.е. термообработка колеса— улучшение 269 ... 302 НВ, а шестерни — закалка с нагревом ТВЧ, 45 ... 50 НКС. Средняя твердость (2.1): — для колеса НВ„= 0,5(НВ,„„+ НВ,„) = 0,5(269+ 302) = 285,5; — для шестерни НКС„= 0,5(45 + 50) = 47,5 или НВ,р = 456 (см. с, 18).

База испытаний при расчете на контактную прочность (2.2): — для колеса 7Уно = 30 ' 285 5 ' = 2 35 ' 1О ' — для шестерни Юло = 30 456~'~ = 7,2 10т База испытаний при расчете на изгиб тутю = 4 106. Действительные числа циклов нагружений (2.3): — для колеса тут = 60 п,Ь„= 60 144,4 60000 = 5,2 10~; — для шестерни тУ1 =тута= 5,2 !О" 3,15 = 16,4. 10'. Так как Ф > Мло и 7тт > тунь то коэффициенты долговечности як=!и )'к=! Следовательно, допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба (2.6): [о)„= о„„„и [о)г = он, 69 По формулам табл.

2.2 пределы выносливости ом, н о,ива, со- ответствующие базовым числам /»/ло и /Уго, равны: — для колеса пляш = 1,8 285,5 + 67 = 581 Н/мм'; сг»»на= 1,03 . 285,5 = 294 Н/мм', — для шестерни ола» = 14 47,5+ 170 = 835 Нlмм', ая; » = 310 Н/мм'. Так как колеса прямозубые, то в расчетную формулу подставляем «п1л= 581 Н/мм~, коэффициент Эл = 0,85, Для режима термообработки 11 коэффициент Кл»» = 1, Кл„= 1,25. 1. Диаметр внешней делнтельной окружности колеса (2.33) К„„К, иТ, И,'» =165» "" ' =165 З„с»~ =262,5 мм. 2. Углы делнтельных конусов, конусное расстояние н ширина колес.