D_L_Kurs_1 (Учебное пособие (П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) по Деталям машин по курсовой работе), страница 2

Момент на тихоходном валу редуктора (Н м) Тт= вывФпз)пз!оп)е (1.15) где ип и т!п †передаточн число и КПД цепной или ременной передачи, расположенной после редуктора; т)оц —- КПД опор приводного вала. При отсутствии такой передачи в схеме привода Т.= Т...1(Ч ц.), (!.16) где т1„— КПД муфты, соединяющей вал редуктора и приводной вал. Момент на промежуточном валу редуктора (Н м) ТПР Тт~(птт)з т)' (1.17) где т)з т--КПД зубчатой передачи тихоходной ступени. Момент на быстроходном валу редуктора (Н м) ТБ = ТТФ,ыцзтЦз.в) (1.1 8) где т)зБ — КПД зубчатой передачи быстроходной ступени. Для одноступенчатой передачи Т =Т!(и з)). (1.19) Случай 2 (см.

рис. 1.2). Момент Т,„„приведен в задании. Момент на тихоходной ступени Т Т, „. 10 Моменты на промежуточном и быстроходном валах определяют по формулам (1.17), (!.18), (1.19). Случай 3 (см. рис. 1.2). Мощность электродвигателя Р, (кВт) приведена в задании. Частота вращения вала электродвигателя п, (об/мин) определена в ~ 1. Момент на валу электродвигателя (Н м) Т, = 9550Р,(л,. (1.20) Момент на быстроходном валу передачи (Н м) ТБ = ТэипЧП~ (1.21) где ип и Чп — передаточное число и КПД ременной (цепной) передачи, расположенной между электродвигателем и редуктором (коробкой передач). Если в схеме привода отсутствует такая передача, момент на быстроходном валу Т,=Т,Ч,, (1.22) где Ч вЂ” КПД муфты, соединяющей валы электродвигателя и редуктора (коробки передач).

Момент на промежуточном валу передачи (Н .м) ТПР= ТБНБЧЗ Б (1.23) где ив и Ч,в — передаточное число и КПД быстроходной ступени. Момент на тихоходном валу передачи (Н м) Тт = Тки~ ~Чз.вЧз.т (1.24) где Ч, т — КПД тихоходной ступени передачи. ГЛАВА г РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ Расчеты при курсовом проектировании должны выполняться с использованием вычислительной техники. Эффективно выполнение расчетов на программируемых микрокалькуляторах «Электроника» МК-52; МК-72; МК-61 и других типов. Для этих калькуляторов можно составить программы расчета и хранить их в памяти калькулятора. Учащийся техникума может вызывать нужную ему программу и, используя свои данные, выполнять расчеты передач.

В процессе этих расчетов можно варьировать некоторые данные. Например, нагрузки, допускаемые напряжения, передаточные числа, добиваясь оптимальных результатов расчета. Наиболее эффективно выполнение расчетов на ЭВМ. б 1. ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ После определения вращан1щих моментов на валах выполняют основные проектные расчеты передач. Исходными данными для расчета являются: вращающий момент на колесе Т,, передаточное число и, схема передачи, срок работы 1.„, ч, характер производства — единичный, мелкосерийный, крупносерийный. 1.

Выбор материала и термической обработки. Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по табл. 2.1. Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритам передачи применяют следующие материалы и варианты термической обработки (Т. 0): 1 †ста, одинаковые для колеса и шестерни, марок: 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ. Т. О. колеса †улучшен, 235...262 НВ.

Т. О. шестерни — улучшение, 269...302 НВ; П вЂ” стали, одинаковые для колеса и шестерни, марок: 40Х, 40ХН, 35ХМ и 45ХЦ. Т. О. колеса улучшение, 269...302 НВ. Т. О. шестерни — улучшение и закалка ТВЧ, 45...56 НВС; П1 — стали, одинаковые для колеса и шестерни, марок: 40Х, 40ХН, 35ХМ и 45ХЦ. Т. О.

колеса и шестерни — улучшение и закалка ТВЧ, 45...56 НВС; 12 Таблица 2.1 Размеры, мм Твердость термообрвботкв Марка стали Н7мм' сердцеви- ны НВ Рм„ повертности 235...262 НВ 269...302 НВ 125 80 235...262 269...302 540 650 Улучшение в 80 50 45 235...262 269...302 269...302 235...262 НВ 269...302 НВ 45...50 НКС 640 750 750 200 125 125 125 80 80 Э в Улучшение и закалка ТВЧ 235...262 269...302 269...302 235...262 НВ 269...302 НВ 48...53 НКС 630 750 750 Улучшение в Улучшение и закалка ТВЧ 315 200 200 200 125 125 40ХН 35ХМ 235...262 269...302 269...302 235...262 НВ 269...302 НВ 50...56 НКС 200 125 125 660 780 780 315 200 200 Улучшение в Улучшение и закалка ТВЧ 45ХЦ 20Х 20ХНМ 18ХГТ 300...400 12ХНЗА 25ХГНМ 56...63 НКС 800 Улучшение, цементання и закалка 125 137 — сталя, одинаковые для колеса и шестерни марок: 20Х, 20ХНМ, 18ХГТ, 12ХНЗА, 25ХГНМ.

Т. О. колеса и шестерни одинаковые — -улучшение, цементация и закалка, 5б...бЗ НКС. Чем выше твердость рабочей поверхности зубьев, тем выше допускаемые контактные напряжения и тем меньше размеры передачи. 2. Допускаемые напряжения. Определяют допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колеса 1оЗл, и 1а1р, и шес~еРни 1оЗнт и 1оЗрт. Предварительно определяют среднюю твердость колес НВ,„=0,5(НВ ш+НВ,„). 12.1) Твердость НВС переводят в твердость НВ: Базовые числа циклов нагружений: при расчете на контактную прочность 13 12.4) Таблица 2.2 Хно-— (НВ„)', при расчете на изгиб Жги=4 104. Действительные числа циклов перемены напряжений: для колеса М,=60 н,1.„; (2.3) для шестерни Х, =Мои, где н,— частота вращения колеса, об/мин; А„— время рабо- ты передачи, ч; и — передаточное число ступени.

Коэффици- ент долговечности при расчете по контактным напряжениям ~но нь -- нь При Т. О. улучшение Кн, .„=2,6; при Т. О. закалка Кн =1,8; при Ж~Мно Кнь=10 Коэффициент долговечности при расчете на изгиб Г4. 10 Кнь Кн.пьак 12.5) тн †показате степени в уравнении кривой усталости; т=б при Т. О. улучшение и т=9 при Т. О. закалка. При Т. О.

улучшение К„,,„=2,08; при Т. О. закалка К ,„= 1,63; пРи Ф>4 10' К, = 1,О. ЗначениЯ 1а)но и ~сг~„„ соответствующие базовым чйслам %но и Л'г„принимают по табл. 2.2. Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба определяют по формулам Мн=Кна Ыно' Иг=Кгь [ойдо. (2.6) Результаты вычислений округляют до целого числа. При расчете зубчатых передач цилиндрических косозубых, шевронных и конических с круговым зубом в расчетную формулу подставляют при П варианте Т.

О. допускаемое контактное напряжение 14 [о]и =0 45 Я[о]нз + [о]нз). Это напряжение не должно превышать: для цилиндрических косозубых и шевронных колес ! 23 [о]иг для конических колес 1,!5 [о]н,. При 1, П1 и 1Ч вариантах термообработки, а также для прямозубых цилиндрических и конических колес в расчетную формулу вместо [о]н подставляют меньшее из [о]из " 1о)нг. $2. РАСЧЕТЫ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 1.

Межосевое расстояние. Предварительно определяют коэффициент межосевого расстояния К„для колес — прямозубых К,=49,5, косозубых и шевронных К,=43,0. Коэффициент ширины ф. принимают в зависимости от положения колес относительно опор: При симметричном расположении ............................... 0,315...0,4 При несимметричном расположении ............................ 0,25...0,315 При консольном расположении одного или обоих колес 0,2...0,25 Для передач внутреннего зацепления .......................... 0,315...0,4 Для гневронных передач ........................................,........

0,4...0,5 Для коробок передач ...................................................... 0,1...0,2 Меньшие значения ф, принимают для передач с твердостью зубьев колеса >45 НКС. Значения ф. принимают из ряда стандартных 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5. Коэффициент ширины зр„= 0,5ф„(и+ 1). Знак плюс для передач внешнего зацепления. При твердости зубьев колеса НВ>350 коэффициент концентрации нагрузки К„,= !+2ф„1~<2,0. (2.9) При Т. О, колес по 1 и П вариантам и скорости колеса К<15 м/с зубья колес полностью прирабатываются и коэффициент Ктт0 —— 1,0.

Индекс схемы о выбирают из табл. 2.3. таблица 2.3 15 (2.1 1) И~=2а и/(и+1); (2.12) ширина (мм) Ь,=ф.а . (2.13) Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до целого числа. Для быстроходной ступени соосного двухступенчатого редуктора определяют коэффициент ширины -1 з Ф = "(' ) "" ">0,15, (2.14) и иЙ[е)ЙБ где индекс Б относится к быстроходной ступени соосной зубчатой передачи. Ширина колеса быстроходной ступени Ь~~=ф, ~ . (2.15) 3. Модуль передачи.

Сначала принимают коэффициент модуля К для колес: прямозубых — -6,8; косозубых--5,8; шевронных — 5,2. Предварительно модуль передачи 2. К„Т, 2Л', а;ь,[ )„' Допускаемое напряжение [о) подставляют меньшее из [о|г, и [а3- . Значение модуля передачи и (мм), полученное расчетом, округляют в большую сторону до стандартного из ряда чисел: 1-й ряд 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; б; 8; 10 2-й ряд 1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9 !6 Межосевое расстояние (мм) а >К,(и+1) (2.10) Ф. 'И' Т, — — Н мм; [о)„— - Н)мм Вычисленное межосевое расстояние округляют в большую сторону до числа из табл.

19.1. С целью поиска оптимальных размеров передачи межосевое расстояние иногда вычисляют для разных вариантов Т. О. В связи с этим получают другие значения [а3'„ и Кла. Тогда новое значение межосевого расстояния ".-"4''=— ",(И:)' 2. Предварительные основные размеры колеса: делительный диаметр 73 и= к . 100 <4%. 7. Размеры колее !рис. 2.1). Делительные диаметры: шестерни И1ь к1.т7соз13, колеса внешнего зацепления 17',= =2а -171; внутреннего зацепления д = 2а + а'1. (2.23) Точность расчета до третьего знака после запятой. (2.22) При выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.