D_L_Kurs_1 (Учебное пособие (П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) по Деталям машин по курсовой работе), страница 6

Требуемая мощность электродвигателя (1.2) Рэир= Рвмв~'7)вищ = 6Я0,86...0,9) = 6,97 ...6,67 кВт. 1 180' 1 Диаметр тяговых звездочек 7)„=Р„181п г„) = 100/ яп(180'1'7) = 230,5 мм. Частота вращения приводного вала (1.4) п,,=б 104~'фХ)„)=6 104 1/(3,14 230,5)=82,9 об/мин.

Передаточные числа по табл. 1.2 цепной передачи и„=1,5...4; зубчатой передачи и,„= 2,5... 5,0. Требуемая частота вращения вала электродвигателя (1.6) п,„=п,„„и„и,„=82,9(1,5...4,0)(2,5...5)=3!0...1658 об1'мин. По табл. 19.27 выбираем электродвигатель 13284: Р,=7,5 кВт, п,=1455 об)мин. А сейчас займемся кинематикой. Общее передаточное число привода (1.7) и.„„= =п,/п, =1455/82,9=17,55. С другой стороны (1.8), и„, = 17,551'5 = 3,51.

Частота вращения быстроходного Рис. 3.10 41 вала п =п,=1455 об/мин. Частота вращения тихоходного вала п„=пь)и„„=1455/5=291 об/мин. После этого перейдем к определению моментов. Вращающий момент на приводном валу (1.14) Т,„„=Г,Т2„'!2=6000 0,2305!2=690 Н.м. Момент на тихоходном валу редуктора (1.15) Тт= Т,„,/(иопоц,„)=690/(3,5! 0,93 0,99)=215,3 Н м. Момент на быстроходном валу редуктора (1.9) То=Тт)(и „г1,„)=2!5,3)(5 0,97)=44,3 Н м. По рекомендациям гл. 2 продолжим операции расчета.

Во-первых, надо выбрать для зубчатой передачи материал и виды термической обработки. Выполним для сравнения расчет передачи для всех четырех видов термообработки. В связи с этим примем следующие материалы для вариантов Т.О. (см. табл, 2.1). 1 вариант †колесо †с 40Х; твердость поверхности зубьев 235...262 НВ; шестерня †ста 40Х; твердость поверхности зубьев 269...302 НВ. П вариант †колесо †с 40Х; твердость поверхности зубьев 269...302 НВ; шестерня †ста 40Х; твердость поверхности зубьев после закалки ТВЧ 45...50 НКС.

П1 вариант — колесо и шестерня — сталь 40ХН. Твердость поверхности зубьев после закалки 48...53 НКС. ЪЧ вариант — колесо и шестерня — сталь 12ХНЗА. Твердость поверхности зубьев после цементации и закалки 56...63 НКС. А сейчас нужно определить средние твердости поверхностей зубьев колес (2.1) и базу испытаний (2.2).

Для принятых вариантов термообработки получим: 1 вариант — колесо НВ, =0,5(235+262)=248,5; ЛГно —— =НВз =248,5з=1,55 10"; шестерня НВ, =0,5(269+302)= =285 5; Мно=285 5з 2 3 10 П вариан~ — колесо НВ,„=285,5; %но=2,3 10'; шестерня Н КС,„= 0,5 (45+ 50) = 47,5.

По таблице перевода (с. 19) НКС,„=47,5 равно НВ,„=450. Тогда Мно=450 =9,1'10 . П1 вариант колесо и шестерня НКС,, =0,5(48+53)= =50,5; НКС„=50,5 соответствуе~ НВ„=490. Тогда Мно =490з 1 17, 10з 1т7 вариант — колесо и шестерня НКС,„= 0,5 (56+ 63) = =59,5. По таблице НКС„=59,5 равно НВ„.,=600.

Тогда 7о'но = 600з = 2 16 ' 10о. 42 При расчете на изгиб при всех вариантах термообработки база испытаний Чке — — 4 10'. После этого нужно определить действительные числа циклов перемены напряжений. По формулам (2.3) получим: для колеса И, =60 и,.1,„ =60 289 7500= 1,3 10~; для шестерни Ж,=)Ч,и=1,3 !О' 5=6,5 !О'. Затем следует подсчитать коэффициенты долговечности при расчете как по контактным напряжениям, так и по напряжениям изгиба (2.4) для вариантов Т.О. Так как при Ч>)Чл, коэффициент Квг= 1, то для вариантов термообработки 1, П, П1 для колеса и шестерни и для варианта Т.О.

1Ч для шестерни Квг —— 1. Для 1Ч варианта колесо Г2,16 !О~ К = '' =!09. т/ цз ю' Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для всех вариантов термообработки Кгь — — 1,О, так как во всех случаях Ж>4 10'. После этого можно приступить к определению допускаемых контактных и изгибных напряжений. По формулам табл. 2.2 допускаемые напряжения [о]„, и [о]г,, соответствующие базовым числам Жл, и %ге, для вариантов термической обработки такие: 1 вариант — колесо [о]„„=1,8 НВ„+67=1,8 248,5+67= =514 Н)мм~; [а]ге,— — 1,03 ЙВ, =1,03 248,5=256 Н/мм~; шестерня [о]„„=1 8 285,5+67=581 Н/мм', [о]гщ — — 1,03 х х 285,5=294 Н/мм; 11 вариант — колесо [о]„е, = 1,8 .

285,5+ 67 = 581 Н!мм'; [и ]гоз = 1 03 ' 285,5 = 294 Н/мм~; шестерня [о]„„=14 НКС,Р-!-170=14 47,5+ +170=835 Н/мм'; [а] „=310 Н(мм'; П1 вариант — колесо и шестерня [а]ле — — 14 50,5+170= =877 Н/мм~; [о] =310 Й)мм~; 1Ч вариант колесо и шестерня [о]ве — — 19 НКС, =19 х х 59,5=1130 Н/мм~; [а]ге — — 480 Н/мм~. Допускаемые контактные и изгибные напряжения получают умножением [о]„, и [о], на коэффициенты Кнь и Кгь (2.6). Из ранее выполненных расчетов видим, что все коэффициенты К„,=1,0 и Кгь — — 1,0, за исключением коэффициента Квг — — 1,09, для колеса по 1Ч варианту термической обработки.

Для этого случая [о]„,=1,09 1130=1232 Н(мм'. Допускаемые контактные и изгибные напряжения во всех остальных случаях [о]в — — [о]ве и [о]г= [а]к . Для варианта термообработки П допускаемое контактное напряжение, которое должно приниматься в расчет, определяют по формуле (2.7) [о]н=0,45([о]н + [а]нг)=0*45(835+581)=637 Н/ммг. Это напряжение не должно превышать значение 1,23 [о]цг —— =1,23 581=714 Н1ммг. Следовательно, это условие выполняется. Для всех других вариантов термообработки в качестве допускаемого контактного напряжения принимают меньшее из [о]ц, и [о]ц,.

Таким образом; 1 вариант — [о] =514 Н!ммг; [о]„,=256 Н/ммг; [о]„, = 294 Н/мм'; П вариант — — [о]н — — 637 Н/мм~; ~о]„г=294 Н1'мм~; [о]„, = 310 Н1мм; П1 вариант — [о]ц — — 877 Н!ммг; [о],= [о],=310 Н/ммг; 1У вариант [о]н — — 1130 Н/мм~; [о]цг — — [о ]г, =480 Н/мм~. Теперь, прежде чем приступить к расчету межосевого расстояния передачи, предварительно надо определить ряд коэффициентов.

По рекомендациям, приведенным в 8 2 гл. 2 принимаем: коэффициент межосевого расстояния для косозубых колес К,=43,0; коэффициент ширины 1]1.=0,315; коэффициент ширины з]з по формуле (2.8) з]1„=0,5з]з.(и+1)=0,5 0,315(5+1)=0,945. Для вычисления коэффициента концентрации нагрузки надо знать так называемый индекс схемы 5. По табл. 2.3 этот индекс 5=8. После этого по формуле (2.9) вычисляем значение коэффициента Кн, При НВ>350, т. е, для вариантов Т.О.

П1 и 1У, Кна=1+2Фз/5=1+2'0 945/8=1 24. При НВ(350, т. е. для вариантов Т,О, 1 и П, коэффициент 1. Полученные данные можно подставлять в формулу (2.10) для определения межосевых расстояний по всем вариан~ам материалов и их термообработки 1 вариант — а„)К„(и+1) з 1 315„3 1Оз =43(5-1-1) з " ж!20 мм; 0,315 5' 514' 1 215 3 1Оз П вариант — а„=43(5+1) з * ж105 мм; 0315 5з 637г 11 24 215 3 . 1Оз П1 вариант — а„=43(5+!)з/ ' * =90 мм; / 0 315 5' 877з 1,24 215,3 1О' 1У вариант — - а„= 43 (5+ 1) з ' * — = 75 мм.

0,315 5 1130' Таким образом, получены передачи с различными межосевыми расстояниями. Хотелось бы принять передачу с наименыпим межосевым расстоянием. Но надо предварительно проверить эти передачи по двум условиям, приведенным в ~ 4 гл. 3. Для этого следует определить диаметры Ип валов для установки подшипников и делительные диаметры Ыз шестерен. По формулам (3.!) и (3.2) и табл.

3.1 находим: для быстроходного вала с коническим концом»(=7...8'/Т,= = (7... 8) ' / 44,3 = 24,7 ... 28,3 мм. По табл. 12.5 И=25 мм, »(и — — 25+2 1,8=28,6 мм. Принимаем ззп — — 30 мм. Для тихоходного вала с коническим концом з(=(5 "6)з/Тт=(5 6) з7'215 3 30...36 мм; ззп —— (30...36)+2.2=34...40 мм. Принимаем дп — — 40 мм.

Делительный диаметр шестерни вычисляют по формуле »(з = 2а„/(и+ 1). Тогда в нашем случае для вариантов Т.О: 1 вариант — »(з =2 !20Я5+1)=40 мм; П вариант — »(з=2 105Я5+1)=35 мм; П1 вариант — Ыз=2 90Я5+1)=30 мм; 1У вариант — »(з =2 75Я5+ !)=25 мм. Проверка передач по условию 1 размещения подшипников. По формуле (3.6) требуемое межосевое расстояние должно быгь а, >0,5(»9 +з»7 )+зз. Расстояние 1=2 з,7Т»=2'7»2!5,3= 12 мм. Тогда для подшипников: легкой серии Р, = 62 мм; Р» = 80 мм; а„> 83 мм; средней серии Па=72 мм; Ь»=90 мм; зз, >93 мм. Следовательно, межосевое расстояние передачи а„= 75 мм по этому критерию не проходит.

В случае применения подшипников средней серии не проходит также межосевое расстояние передачи а =90 мм, Проверка передачи по условию 2 соотнош е н и ю д и а м е т р о в в а л о в (формула (3.7)). Диаметр вала а!п — — 30 мм. Сравнивая этот диаметр с делительными диаметрами Ы„находим, что вариант с межосевым расстоянием а =75 мм не проходит по этому критерию. Принимаем для дальнейших расчетов передачу с межосевым расстоянием а =105 мм. Продолжим расчет передачи. 2. Для выбранного варианта определим предварительные основные размеры колеса: делительный диаметр (2.12) аз=2.а„и/(и+1)=2 105 5/(5+ +! =175 мм; ширина (2.13) Ь =3[!,а„=0,315 105=33 мм.

ринимаем из ряда стандартных чисел 62=34 мм. 3. После этого можно определить предварительное значение модуля передачи. Сначала примем коэффициент модуля. По рекомендации в п. 3 9 2 гл. 2 К =5,8. Тогда по формуле (2.1 6) т' > "— ' = — '-- — --'-- — - = 1,43 мм. 2 К„Т, 2 58 2!53 [О ы',ь, [а[, !75 34 2ч4 Округляем до стандартного значения из первого ряда. Тогда т=!,5 мм. Далее, руководствуясь последовательными этапами расчета, изложенными в 8 2 гл.

2, определяем остальные параметры. 4. Угол наклона и суммарное число зубьев. Минимальный угол наклона зубьев (2.17) [3 ы —— агсайп(4т!Ь ) = агсяп (4 1,5/34) = =10,16425'. Суммарное число зубьев(2.18) г =2 а сов[3 !„/т= =2 105 0,9843/1,5=137,8. Округляя, принимаем 2 =!37. Тогда действительное значение угла (3 (2.19) ()=агссоз(г,т/2а )=атосов(137 1,5/2 105)=11,8826'. 5. Число зубьев шестерни (2.20) г,=зДи+1)=137!!(5+1)= =22,83 или 23. Число зубьев колеса (2.21):,г к — к! =137 — 23=1!4. 6. Фактическое передаточное число и, = 2 /г ! = 114/23 = = 4,9565.