D_L_Kurs_1 (Учебное пособие (П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) по Деталям машин по курсовой работе), страница 8

Напряжения изгиба зубьев колеса и шестерни меньше допускаемых. Продолжим расчет. 10. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Коэффициенты Кна — — 1,О, а Он=0,85. По формуле (2.52) расчетное контактное напряжение 1,3 128 292 1Оз т( ' а„ 244'0,85 что меньше допускаемого значения.

На этом силовой расчет конической передачи заканчивается. Для построения компоновочной схемы нужно дополнительно определить некоторые размеры валов. Для вала колеса (3.1) (см. рис. 3.1) 41=(5...6) 'ГТ . Так как опорами вала конического колеса должны быть конические роликовые подшипники, то коэффициент перед корнем следует принять равным 6. Тогда диаметр вала Ы=б з1292=39,78 мм, или, после округления, с~=40 мм; а1п=Н+21 „,=40+2 3,5=47 мм. Принимаем И„=50 мм. И~п=~1п+5г=50+3 3=59 мм. Принимаем де=60 мм. Для вала шестерни (3,4) (см.

рис, З.З) а1=8 ',~Та=8 з '96,6=36,7 мм. Примем стандартное значение И=36 мм; Ы, =с~+21„,„= 36+2 2,0=40 мм; а1 = а', + (2 ... 4) = 40+ (2 ... 4) = 42 ... 44 мм. Принимаем стандартное значение И, = М45 х 1,5: НпэЫз=45 мм; Ивп — — Нп+Зг=45+3 3=54 мм.' Расстояние а, (см. рис. 3.3) от середины венца шестерни до точки приложения реакции оказалось равным а,=25 мм. Расстояние аз принимают большее из двух: аз = 2,5а, и а =0,61.

В йашем примере 1=130 мм. Тогда, по первому условию а =2,5 25=62,5 мм, а по второму условию а,= =0,6 х 130=78 мм. Принимаем а,=78 мм. Зазор между колесами и стенками корпуса (3.5) а8 з А+3 мм=' ~350+3 мм=!0 мм. азмеры других участков валов. Вала колеса с цилиндрическим концом (рис. 3.1): 54 длина посадочного конца 1ит=!,5с1=1,5 40=60 мм; длина промежуточного участка 1„=1,2с1п — — 1,2 50= 60 мм; длина ступицы колеса 1 =1,2~1„=1,2 60=72 мм. Примем стандартное значение 1с =71 мм. Вала конической шестерни с коническим конном (рис.

3.3): длина посадочного конца вала 1ив — — 1,5с1= 1,5 36= 54 мм; длина цилиндрического участка 0,15И=0,15 36=5 мм; длина участка Ы, 1кв=08а' =0,8 45=36 мм; длина резьбового участка 0 4с1п — — 0,4.45 = 18 мм; диаметр резьбы на конце вала (3.9)с1,=0,9(с[ †,1 1„ )= =0,9(36 — 0,1 54)=27,54 мм, стандартное значение с1 =М27; длина резьбы 1, = 1,1Ы = 1,1 27 = 30 мм. Другие размеры обоих валов выявляются при вычерчива- нии компоновочной схемы.

Расчет ременной передачи. Исходные данные. Мощ- ность на ведущем шкиве Р, = 5,5 кВт. Частота вращения п, = 1445 об/мин. Примем для расчета узкий клиновый ремень. Результаты расчета, выполненные по учебнику [6), следующие: ремень сечения УО; диаметры шкивов а', = 71 мм, с1 =224 мм; число ремней э=8; сила, нагружающая вал-ше- стерню, Е =1685 Н. Расчет цепной передачи. На вал элеватора движение от редуктора передается цепью (см. рис. 3.12). Передаточное число цепной передачи и„=3,8. Результаты расчета, выполненные по учебнику [б), сле- дующие. Цепь роликовая двухрядная, шаг Р = 25,4 мм.

Число зубьев звездочек: я,=21, г,=80. Делительные окружности звездочек: с1, = 170,45 мм; с1 = =647,96 мм, Сила, действующая на валы со стороны цепной передачи, Г„=4260 Н, направлена по линии центров звездочек. На рис. 3.13 приведена эскизная компоновка конического редуктора. Пример 3. Рассчитать и сконструировать индивидуальный привод, состоящий из ременной передачи и червячного редуктора по следующим данным (рис. 3.14).

Момент на выходе Т,„„=Т,=800 Н м. Частота вращения выходного вала п,„„=п,=30 об1'мин. Время работы передачи Т.„= 10000 ч. Производство среднесерийное. Данный пример относится ко 2-му случаю исходных данных. В первую очередь подберем электродвигатель. Мощность на выходном валу (1.3) Р, „=Т, „п,„„(9550=800.3019550=2,51 кВт. Потери энергии происходят в ременной и червячной переда- чах. По табл. 1.1 находим, что т), = 0,94 ... 0,96; т) „„= 0,8. 55 Тогда требуемая мощность электродвигателя (1.2) Рэ.тр ~ выд/т1обш = 2,51/(0,94 ... 0,96) 0,8 = = 3,34 ... 3,27 кВт. Рекомендуемые передаточные числа (см. табл. !.2): ременной передачи ир= =2...4; Р ~ ~ Р червячной передачи и„„= =16...50.

Требуемая частота вращения электродвигателя (1.6) л, =п,„„и и„„=30(2...4)(16...50)=960...6000 об/мин. По табл. 19.27 подбираем электродвигатель !007.4; Р,= =4,0 кВт; л,=1430 об/мин. Общее передаточное число привода (1.7) и =л,/л,„„=1430/30=47,67. Примем передаточное число редуктора ир„= 18. Тогда передаточное число ременной передачи (1.8) ир идб ( ирод 47 67~ 18 2 65 Частоты вращения: вала колеса п, = 30 об/мин, вала червяка п,=п ир д 30 18 540 об/мин. Вращающие моменты, нагружающие валы: момент на валу колеса Тт=800 Н м; момент на червяке (1.18) То= Тт((ир„т)„„)=800/(18 0,8)=55,5 Н м. После этого можно заняться расчетами передач.

1. Ожидаемая скорость скольжения (2.53) р'д=0,45 10 зл з,/Т =0,45 1О з 540 з '800=2,25 м/с. 2. По табл. 2.9 примем материал для венца червячного колеса бронзу марки БрА9ЖЗЛ, отливка в кокиль а„= =195 Н1ммд; ав=490 Н(мм~. Для П группы материалов при закаленных витках червячка (НКС>45) исходное допускаемое напряжение (аппо= =300 Н!'мм~.' Допускаемое контактное напряжение (2.59) '(а3н=[а3но 25!'.=300 25 225=244 Н/мм~. Общее число циклов нагружений (2.54) Х = 60 л д Е„= 60 30 10 000 = 1,8 10 ~.

Коэффициент долговечности (2.61) Ккк=77 70'~Ж=~~ 70 27 6 10' =0 72. Исходное допускаемое напряжение изгиба для материалов П группы (2.62) [о~к,=0,25о +0,08ов=0,25 195+0,08 490=87,95 Н/ь0~'. Допускаемое напряжение изгиба (2.63) '(о3г=Кгь|о1г0=0,72 87,95=63,3 Н/мм2. 3. А сейчас определим межосевое расстояние червячной передачи (2.64) 061,~ Т,2~=61'~Ю0770'2267'-761,02 Округляем до стандартного числа (см. табл. 19.1). Тогда а =150 мм. 4. Примем число витков червяка г, = 2.

Число зубьев колеса (2.65) ге = к 2 и = 2 18 = 36. Предварительные значения: модуль передачи (2.66) и = (1,5 ... 1,7) а „27г = (1,5 ... 1,7) 150 / 36 = 6,25 ... 7,08 мм. Принимаем стандартное значение модуля (см, табл, 2.10) т=6,3 мм. Относительный диаметр червяка (2.67) 9 = — -- — з2 = — 36= 11,62.

222 6,3 Принимаем стандартное значение (см, табл, 2.10) 9=12,5. Коэффициент смещения (2.68) х = —" — 0,5 (г, + а) = — — 0,5 (36+ 12,5) = — 0,44. 5. Геометрические размеры червяка и колеса (см. рис. 2.6). Диаметр делительный червяка (2.70) 0(2=дт=12,5.6,3=78,75 мм. Диаметр вершин витков (2.71) 06'„=662+2т=78,75+2 6,3=91,35 мм. Диаметр впадин (2.72) бает 2 — — 22'2 — 2,4т=78,75 — 2,4.6,3=63,63 мм.

Длина нарезанной части (2.73) 6,=(10+5,5 ~х~+г2)т=(10+5,5.044+2)6,3=90 85 мм. Округляя до стандартного значения (см. табл, 19.1), принимаем 6,=90 мм. Диаметр делительной окружности колеса (2.74) 0(2 = аозт = 36.6,3 = 226,8 мм. Диаметр окружности вершин зубьев (2.75) а',2 = аз + 2 (1+ х) и7 = 226 8+ 2 (1 — 0 44) 6 3 = 233,86 мм. Диаметр колеса наибольший (2.26) а1,и2<Ы„,+би7/(г,+2)=233,86+6 6,3/(2+2)=243,3 мм. Округлим до стандартного числа а1„„,=240 мм. Диаметр впадин (2.77) с(г з — — а'~ — 2(1,2 — х) = 226,8 — 2 6,3 (1,2 — ( — 0,44)3 = 206,14 мм.

Ширина венца (2.78) Ь,=ф,а =0,355 150=53,25 мм. Примем стандартное число (см. табл. 19.1) 6,=53 мм. 6. Проверочный расчет передачи на прочность. Окружная скорость на червяке $~, =лг(,и,/60000=3,14 78,75 540/60000=2,22 мыс. Угол наклона линии витка (2.80) 7 = агс18( г1/(д+ 2х)1 = агс18(27(12,5 — 2 044)) = 9,7659'. Скорость скольжения в зацеплении (2.79) ~; = 1',7созу = 2,22!со89,7659' = 2,25 м!с. Расчетная скорость скольжения 1;=2,25 м„1с не отличает- ся от предварительно принятой.

Поэтому (о(л — — 244 Н7мм'. Окружная скорость на колесе 1'з=пй,и2/60000=3,14 226,8 30/60000=0,356 м/с. Коэффициент нагрузки К= 1 при 1', <3 м!с. Тогда расчетное контактное напряжение (2.81) 480 ГКг2 480 1 '800'1О о„= — 1 '= — =213,3 Н/мм~, Н~ '11 И, 226,8 78,75 что близко к допускаемой величине ((о)„=244 Н7мм').

7. Коэффициент полезного действия червячной передачи. Приведенный угол трения р' по табл. 2.11 р'=2'25'. Тогда (2.82) т1 = 187/18(7+ р') = 189,7659'/18(9,7659'+2,42') = = 0,172/0,21595 = 0,796 = 0,8. 8. Силы в зацеплении. Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке (2.83), Е, =Г„ =2Т (й, =2 800 10~/226,8 =7055 Н. Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе (2.84), Е„=Г„=2Т,/(ис/,г))=2 800 10з/(18 78,75 0,8)=1411 Н.