D_L_Kurs_1 (Учебное пособие (П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) по Деталям машин по курсовой работе), страница 7

Отклонение от заданного передаточного числа (2.22) Л =[и' и[ 100=[4дбб5 5 100=0,87о, Ы 5 что в пределах допускаемых величин. 7. Геометрические размеры колес (рис. 2.1). Делительные диаметры (2.23): шестерни а, =г,т/соз(3=23.1,5/0,97857=35,255 мм; колеса а =2а — а[, =2 !05 — 35,255=174,745 мм. 4б Диаметры окружности вершин д„н впадин Ы, зубьев (2.24): шестерни а„=с!,+2л7=35,255+2 1,5=38,255 мм; р1„=с!, — 2,5т=35,255 — 2,5 1,5=31,502 мм; колеса й„=г1,+2т=174,745+2 1,5=177,745 мм; йг2 — — га,— в 2,5т=174 745 — 2,5 1,5=170,995 мм; ширина шестерни Ь, = =1,08Ь =1,08 34= -37 мм.

8. Проверим пригодность заготовок колес для принятой их термообработки (рис. 2.2): для шестерни )9„,=Ы„+6 мм=35+6=41 мм; для колеса без выточек Я„,=Ьз+4 мм=33+4=37 мм. По табл. 2.1 для стали 40Х предельные размеры заготовок колес: 1)„р„ = 125 мм; 5„р„-† мм. Условия пригодности заготовок колес выполняются и прн их размерах могут быть получены принятые механические характеристики материалов колес. 9. Силы в зацеплении (см.

рис, 2.3) вычисляют по формулам (2.25): окружная Г,=2Т,~А,=2.215,3.10'!174,745=2464 Н; радиальная Г„=Г,!8п7соз!3=2464 0,364/0,97857=916 Н; осевая Г,=Е,!8!3= 2464 0,2104= 518 Н. И в заключение следует проверить зубья колес по напряжениям изгиба и по контактным напряжениям. 10. Предварительно нужно определить степень точности и значения некоторых коэффициентов. Так как фактическое передаточное число редуктора и =4,9565, то частота вращения вала колеса л,=1455/4,9565=293,6 об/мин. Окружная скорость колеса Ъ'=яг! и !60000=3,14 174,745 293,6/60000=2,68 мыс. По табл.

2.4 степень точности 9. Коэффициент Кр„=!,0. Коэффициент 1' =! — Д'!140 = 1 — 11,88~140 = 0,92. Так как К<!5 м/с, то при П варианте термообработкн коэффициент Кра — — 1,0. При твердости зубьев колеса < 350 НВ коэффициент К„к=1,2. Для определения коэффициентов т' определим пзпиведенное число зубьев: колеса зр,=г,7созз р=11470,97857 =121,7; шестерни гр, =г,~созз!3 = 23/О 97857з = 24 5. По табл.

2.5 прйнимаем Урз=3,61; Ур,=3,9. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса орз —— =КриУаКраКр~ургРДЬ2ш)=! 0 92.! . 1,2 361 2464/(34 1,5)= = 192,6 Н/мм, что меньше [о) = 294 Н/мм2. Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни о„,=орзУр~1Ур2= = 192,6 3,9!3,61 = 208,0 Н7мм', что также меньше !а]р, = = 310 Н/мм'. 11. Для проверки зубьев колес по контактным напряжениям предварительно нужно определить значения некоторых 47 коэффициентов: коэффициент Кн„— — 1,1; коэффициент Кна —— = 1,0; коэффициент Кнг = 1,1 — при твердости зубьев (350 НВ.

Расчетное контактное напряжение по формуле (2.31) ) (ил-!)г, он= 376 ( К«„К«рКн~ в262 = 650 Н/мм~. = 376 Расчетное напряжение превышает допускаемое в 650/637= =1,02 раза, что находится в допустимых пределах. Для построения компоновочной схемы следует дополнительно определить некоторые размеры валов (3.2).

Для быстроходного вала ранее нашли; с(=25 мм; оп —— =30 мм. Диаметр буртика а и — — с(п+Зг=30+3(1,5...2,0)= =34,5... 36 мм. Наружный диаметр шестерни И„=38,255 мм, что мало отличается от с(вп=36 мм. Поэтому примем с(вп=38,25 мм. Для тихоходного вала ранее нашли: с(=36 мм Ып —— 40 мм. Диаметр буртика с1,п — — 40+3(2...2,5)=46...47,5 мм. Примем с~видар~нос значение с(вп — — 48 мм.

Диаметр посадочной поверхности для колеса примем а' = 48 мм. Зазор между колесами и стенками корпуса по формуле (3.5) а=э /Х+3 мм=з ~216+3=9 мм. Предварительно выберем шариковые радиальные подшипники. Установку подшипников наметим по схеме «враспор». Размеры других участков валов (рис. 3.1). Быстроходного вала с коническим концом: длина посадочного конца 1„в=1,5с(=1,5 25=39 мм.

Принимаем 40 мм; длина цилиндрического участка 0,15с(=0,!5 25=3,75 мм. Принимаем 4 мм; диаметр и длина резьбы (3.9) с(,= =0,9(с1 — 0,11,в)=0,9(25 — 0,1 40)=18,9 мм, стандартное с(,= =М!6 х 1,5; 1 =1,2с( =1,2.16=19 мм; длина промежуточного участка ! =1,4с(п — — 1,4 30=42 мм; тихоходного вала с коническим концом: длина посадочного конца 1 т=1,5~(=1,5 36=54 мм; длина промежуточного участка 1кт=1,2с(п=1,2 40=48 мм; длина цилиндрического участка конического конца 0,150= =0,15 36= -6 мм.

Диаметр и длина резьбы (3.9) с! = 0,9(с( — 0,11мт) = 0,9(36 — 0,1.54) = 27,5 мм. Рис. 3.11 и,> с,, Рис. 3.12 Стандартное значение Ыи=М27 х 2 1 =1,1И„=1,1 27=-30 мм. Расчет цепной передачи. По заданию, с выходного вала редуктора движение передается цепью на приводной вал пластинчатого конвейера. Передаточное число цепной передачи и„= 3,54. Результаты расчета, выполненные по учебнику [6~, следующие: цепь роликовая двухрядная, шаг Р= 19,05 мм; число зубьев звездочек: я,=23; з =81; делительные окружности звездочек Ы,=139,9 мм„' Ы,=491,29 мм. Сила, действующая на валы со стороны цепной передачи Г„=2972 Н, направлена по линии центров звездочек.

На рис. 3.11 приведена ' Ь эскизная компоновка цилин- Я~ дрического редуктора. 11 Пример 2. Рассчитать и сконструировать коничес- х кий редуктор привода элеватора 1рис. 3.12) по следующим данным. Окружная сила на барабане элеватора Г,=5,05 кН. Скорость движения ленты с ковшами К=0,8 м/с. Диаметр барабана Рб = 400 мм. Время работы 1.„= =40000 ч. Производство мелкосерийное. Колеса с прямыми зубьями.

Данный пример относится к ! -му случаю исходных данных. Руководствуясь порядком расчета, изложенным в гл. 1, сначала подберем электродвигатель. Мощность на выходе (1.1) Р, „=Г,М 1000=5050 0,811000=404 кВт. Потери энергии происходят: в опорах приводного вала элеватора, в цепной и ременной передачах, в конической передаче. По табл. 1.1 находим: т1,„=0,99; ц„=0,92 ... 0,95; и =0,94...0,96; т)„„=80,95...0,97. Общие потери т1, „=0,99(0,92 ... 0,95) (0,94 ... 0,96) (0,95 ... 0,97) =0,81 ... 0,87. Тогда требуемая мощность электродвигателя (1.2) Р =Р /Ч, =4041(081...087)=498...464 кВт.

Частота вращения вала элеватора (1.4) п,„„=б 10~У((яР )=6 104 0,8/(3,14 400)=38,2 об(мин. Передаточные числа по табл. 1.2: и„„= 1 ... 4; и„= 1,5 ... 4; и =2...4. Р Требуемая частота вращения вала электродвигателя л, „=л,„„и„„и„и =38,2(1...4)(1,5...4) х х (2 ... 4) = 114,6 ... 2445 об / мин. По табл. 19.27 выбираем электродвигатель 112М4 Р, = =5,5 кВт; п,=1445 об~мин. (Если выбрать двигатель с п,= =965 об~мин, 13286, то размеры его будут больше.) После этого должны быть выполнены кинематические расчеты. Общее передаточное число привода и.б„,=п,)п, „=1445/38,2=37,82.

Примем передаточное число редуктора и„,=3,15. Тогда из формулы (1.8) общее передаточное число цепной и ременной передач и~(ир им1~~(ир д 37 82( 3 1 5 1 2 00 Примем для ременной передачи и =3,15. Тогда и „= 12,00/3,15 = 3,8. Частота вращения вала конического колеса (1.11) пт=л,„„и„=37,82 3,80=143,7 об!мин. Частота врашения вала шестерни 50 ив = нт и„„= 143,7. 3,15 = 452,7 об / мин. Определим вращающие моменты на валах. Момент на валу элеватора (!.14) Т,„„=Р,73, 2=5050.0,4/2=1010 Н м. Момент на тихоходном валу редуктора (1.15) Тт = Твык((иот)о11оп) = 1010/(3 8'0 92'0 99) =292 Н'м Момент на быстроходном валу редуктора (1.19) Тв= Тт!(и „ц,„)=292!(3,15 О 96)=96 6 Н.м.

После этого приступим к расчету конической передачи. В данном и последующих примерах расчет будем вести только для одного вида материала и термической обработки. Учащиеся могут выполнять расчеты, используя современную вычислительную технику, для нескольких 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 П варианту, т.

е. термо- обработка колеса †улучшен 269...302 НВ, а шестерни закалка 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„=450 (см. с. 13). База испытанйй при расчете на контактную прочность (2.2): для колеса Хно2=(НВ, )~=(285,5)~=2,3 10', для шестерни %но, =4эуО'=9,1 10'. То же, при расчете на изгиб Ф„о=4 10о. Действительные числа циклов нагружений (2.3): для колеса )У,=60н,1.„=60.143,7.40000=3,43 10', для шестерни )1', = Ф2 и = 3,43 10 3,15 =! 0,8 10~. Так как Ж>Л'„о и Ж>4 1О', то коэффициенты долговеч- ности Кн, — — 1,0 н Кг, =1,0. Следовательно, допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба (2.6): Ын=Ыно и [о1г=Иго По формулам табл.

2.2 допускаемые напряжения [о]но и [о|„, соответствующие базовым числам %но и Л' о, равны: для колеса [а1но,— — 1,8 285,5+67=581 Н/мм'; [о~го,= = 1,03 285,5 = 294 Н/мм', длЯ шестеРни [о)„,=14 47,5+170=835 Н1мм'; [о|к„= =310 Н/мм~. В расчетную формулу подставляем 1о)в —— 581 Н/мм~. Так как колеса прямозубые, то коэффициент ив — — 0,85. Для режима термообработки П коэффициент Клк — — 1,0. После этого приступаем к расчету передачи. 1.

По формуле (2.33) диаметр внешней делительной окружности колеса 1 3 15,292 1Оз ~1 ии(ст)й 0,85 581 2. Угол делительных конусов колеса и шестерни (2.34): 8 =агс18и=агс183,15=72,387'; япб =со88,=0,953; 8, = 90' — 8, = 90' — 72,387 = 17,613'. Конусное расстояние (2.35) В.„= 4(' г)(2яп 82) = 243,2 (2'0 953) = 127,597 мм.

Ширина колес (2.36) Ь=0,285К,=0,285 127,597= 36,365 =36 мм. 3. Модуль передачи. Коэффициент Кв =1, так как колеса полностью прирабатываются (П вариант термообработки). Для прямозубых колес коэффициент О =0,85. Допускаемое напряжение изгиба для колеса [о) = 294 Н/мм' (оно меньше, чем для шестерни). После подстановки в формулу (2.37) получаем т,> —, " ' = =1,868 мм. 14К ~Т~ 14 1.292 10' и~И',~Ь(е)~ 0,85 243,2 36 294 Примем модуль т,=2,0 мм.

4. Число зубьев колеса (2.38) г =с(',з/т,=243,2/2,0=121,6. Примем г =122 зуба. Число зубьев шестерни (2.39) г,=зз/и=122,13,15=38,7. Округляя, примем 2,=39. 5. Фактическое передаточное число и = 122/39 = 3,128. Отклонение от заданного передаточного числа (2.40) Ли= ' 100= ' ' 100-0 7%. и 3,15 6. Окончательные размеры колес. Углы делительных конусов колеса и шестерни: б,=агс18и =агсг83,128=72,27128', созб,=0,3045; б, =90' — 72,27128 = 17,72872', созб, =0,9525. Делительные диаметры колес (2.41): г(гг=т„гг =2 39=78 мм; Ы„=т,г =2 122=244 мм. Коэффициенты смещения (2.42): х 2 биолгг о ог 2 6 3 128о г4 39 о ог 0 262 х„= — 0,262.

Внешние диаметры колес (2.43); И,„г =г1„+2(1+х„)т,созб, =78+2(1+О 262) х х 2 0,9525=82,808 мм; г(аег=с(ег+2(1+хег)тесозбг=244+2(! О 262) и х 2 0,3045 = 244,9 мм. 7. Пригодность заготовок колес: Р„„=й„+2т,+6 мм=78+2 2+6=88 мм; о„„=8т,=8.2=16 мм. Условия пригодности заготовок выполняются (см. табл. 2.1). 8. Силы в зацеплении. Средний диаметр колеса г( г =0,857г(,г =0,857 244=209 мм. Окружная сила на среднем диаметре колеса (2.45) Г=2Тг г7 =2,292,10з/209 2794 Н Осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе (2.46), Г„= Г„= Г, 18 а гйп 8, = 2794 0,364 0,3045 = 309,7 Н.

Радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе (2.47), Г„, =Г„=Г18асоабг = 2794 0364 О 9525=968,7 Н. 9. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба, Предварительно определим значение некоторых коэф- фициентов. Коэффициент Кто принят равным Кто — — 1,О. Коэффициент К для прямозубых колес при твердости зубьев колеса < 350 НВ равен 1,4. Коэффициент Э„для прямозубых колес равен 0,85. ДлЯ опРеделениЯ коэффициентов Угг и 1'гг пРедваРитель- но надо найти эквивалентные числа зубьев (2.49): — =400; ггг= ' = = 41. гг 122 г, 39 согхг 0,3045 ' согб, 0,9525 После этого по табл. 2.8 находим: Тгг=3,65; У„г =3,53. Напряжения изгиба в зубьях колеса (2.50) 53 ое~ —— КеаКге У„зГ,1(от,Ъе) = =1 1,4 3,65 27941(36 2.0,85)=233,3 Н/мм~. Напряжения изгиба в зубьях шестерни (2.51) о ., =о. Уе,/ У-, =233,3.3,53/3,65=225,6 Н1'мм~.