Детали машин. Курсовое проектирование. Дунаев, Леликов 2004, страница 8

Следовательно, это условие выполняется.Для всех других вариантов термообработки в качестве допускаемого контактного напряжения принимают меньшее из [а]я1 иТаким образом:Варианг I - [а]я = 514 Н/мм^; [ а Ь = 256 Н/мм^; [а]л = 294 Н/мм^.Варианг П - [а]я=637 Н/мм^; [ а ^ = 294 Н/мм^; [а]л = 310 Н/мм^.Варианг Ш - [а]я = 877 Н/мм^ [ а Ь = [а]л = 310 Н/мм1Варианг IV - [а]я =1130 Н/мм^; [ а Ь = М л = 480 Н/мм1Для расчета межосевого расстояния передачи предварительнонадо определить значения некоторых коэффициентов. По реко59мендациям, приведенным в разд.

2.2, принимаем:- коэффициент межосевого расстояния для передач с косымизубьями Ка = 43,0;- коэффициент ширины ij//,o = О, 315;- коэффициент ширины vf/^ по формуле (2.8);Vw =± 1) = 0,5 • 0,315(5 +1) = 0,945.Для вычисления коэффициента А^нр неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий находим значениеиндекса схемы 5 = 8 (см. табл. 2.3) и по формуле (2.9) рассчитываем значение этого коэффициента. При значении твердости > 350 НВ,т.е. для вариантов термообработки III и IV:+= \+0,945/8 = 1,24.При твердости < 350 НВ, т.е. для вариантов термообработкиI и II, коэффициент Кн^ = 1.Дальнейший порядок расчета соответствует приведенному вразд.

2.1.1.1. Межосевые расстояния определяем по формуле (2.10) длявсех принятых вариантов материалов и термообработки.I^±ОJ - ^ ^= 4 3 ( 510.315-5^-514^. ' •• , . 120 мм;II43(5 + 1)Ь21610'7 ^ 1 0 5 мм;0,315-5 -637'III,ч 1,24-216-10'^^=43(5 + 1)3 '« 9 0 мм;V 0,315-5'-877^IV-.,ча^ = 43(5 +1) 31,24-216-10^г« 75 мм.Таким образом получены передачи с различными межосевыми расстояниями: чем выше значение допускаемого контактногонапряжения, тем меньше межосевое расстояние передачи.

С цельюполучения меньших размеров и, следовательно, массы желательнопринять передачу с наименьшим межосевым расстоянием. Но надопредварительно проверить для рассчитанных передач выполнениедвух условий, приведенных в разд. 3.4. Для этого следует определить диаметры du валов в местах установки подшипников и делительные диаметры d\ шестерен.По формулам (3.1) и (3.2) и табл. 3.1 находим:- для входного (быстроходного) вала с коническим концомd>{l...= (7 .

. . 8 ) ^ 4 ^ = 24,7 ...28,3 мм.По табл. 12.5 принимаем d=25 мм. Тогда tii = 25 + 2 • 1,8 = 28,6 мм.Принимаем du = 30 мм.- для выходного (тихоходного) вала с коническим концомd>{5 ... 6Х/^ = (5...6)^^= 30...36ММ;б/п=(30 ... 3б)+2.2 = 34...40 мм.Принимаем d^ = 40 мм.Делительный диаметр шестерни вычисляют по формулуТогда для принятых вариантов ТО:I - й?, -2-120/(5 + 1) = 40 мм;П-й?, =2-105/(5 + 1) = 35 мм;I I I - J , -2-90/(5 + 1) = 30 мм;IV-c/, = 2-75/(5 + 1) = 25 мм.Проверка передач по условию 1 размещения подшипников. Поформуле (3 -6) требуемое межосевое расстояние должно быть61Расстояние А = 2\1т\ = 2 \ 1 ш «12 мм.Тогда для подшипников (см.

табл. 19.18 - 19.24):легкой серии JDB = 62 мм; D j = 80 мм; Отр > 83 мм;средней серии D^ = 72 мм; D j = 90 мм; Ojp > 93 мм.Следовательно, передача с межосевым расстоянием а^^ = 75 ммпо этому критерию не проходит.В случае применения подшипников средней серии не проходит также передача с межосевым расстоянием а^, = 90 мм.Проверка передачи по условию 2 - соотношению диаметроввалов (формула (3.7)). Диаметр входного вала du = 30 мм. Сравнивая этот диаметр с делительными диаметрами d\, находим, что вариант с межосевым расстоянием а^^ = 75 мм не проходит по этомукритерию.Для дальнейших расчетов целесообразно принять передачу смежосевым расстоянием ^н, = 105 мм.2. Предварительные основные размеры колеса. Для выбранного варианта определим предварительные основные размерыколеса:- делительный диаметр (2.12)t/;=2a,«/(« + l) = 2.105.5/(5 + l) = 175 мм;-ширина(2.13)=0,315-105 = 33 мм.Принимаем из ряда стандартных чисел = 34 мм (табл.

19.1).3. Модуль передачи. Для вычисления предварительного значения модуля передачи по рекомендации п. 3 разд. 2.1.1 примемкоэффициент модуля К^ = 5,8. Тогда по формуле (2. 16)т >т-1- =^= 1,43 мм.d[b\(5\175-34.294Округляем до стандартного значения из перюго ряда: m = 1,5 мм.Далее, руководствуясь последовательными этапами расчета, изложенными в разд. 2.1.1, определяем остальные параметры.624.

Угол наклона и суммарное число зубьев. Минимальныйугол наклона зубьев (2.17)=arcsin (4w/feJ = arcsin (4.1,5/34)= 10,16425^Суммарное число зубьев (2.18)= 2а, cos/ т = 2 • 105 cos 1 ОД 6425715 = 13 7,8 .Округляя в меньшую сторону до целого числа, принимаемZs= 137. Тогда действительное значение угла р (2.19)р = arccos(z,m/(2a, )) = arccos(l 37 • 1,5/(2 • 105)) = 11,8826"".5. Число зубьев шестерни (2.20)Z, =z7(m±1) = 137/(5 + 1) = 22,83 . Принимаем Zi = 23.Число зубьев колеса (2.21) Zj = - z, = 137 - 23 = 114 .6.

Фактическое передаточное число иф = Z2/Z1 = 114/23 »= 4,9565.Отклонение от заданного передаточного числа (2.22)Аи =100/и= 4,9565-5 100/5 = 0,87 %,что находится в допускаемых пределах.7. Геометрические размеры колес (см. рис. 2.1). Дбяшшр^ные диаметры (2.23):- шестерниc/i = zim/cosp = 23 • 1,5 / cos 11,8826° = 35,255 мм;- колеса=- = 2 • 105 - 35,255 = 174,745 мм.Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев (2.24):- шестерниc/ai =c/i-h2m = 35,255 + 2 • 1,5= 38,255 мм;djx=dx-2,5m =35,255-2,5. 1,5= 31,502 мм;- колесаdai = d2 +2т = 174,745 + 2-1,5= 177,745 мм;df2 = d2-2,5m =\74,745 - 2 , 5 • 1,5= 170,995 мм;Ширина шестерни bi = 1,08^2 = 1,08 • 34 « 37 мм.8.

Проверка пригодности заготовок колес для принятойтермообработки (см. рис. 2.2):3- д л я шестерниА.Г =+ 6 = 38,255 + б = 44,255 мм;- д л я колеса без выточек=4- 4 = 34 + 4 = 38 мм.По табл. 2.1 для стали марки 40Х предельные размеры заготовок колес: Z)np = 125 мм; S^p = 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-радиальнаяF^=2Tjd,=2-2\6-\0'/\74,745 = 2472 Н;tga/cosP = 2472tg207cos 11,8826° =920Н;- осеваяF^ = F, tgp = 2472 tgl 1,8826^^ = 520 H.10. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Предварительно назначим степень точности передачи и определим значения некоторых уточняющих коэффициентов. Так как фактическое передаточное число передачи щ = 4, 9565, то частота вращения вала колеса «2 = 1440/4,9565 = 290,5 минОкружная скорость колесаV = nd,n, /60000 = 3,14 174,745 • 290,5/60000 = 2,67 м/с.Назначаем степень точности 7 (см. табл.

2.4).Коэффициент Kfa = 0,81 (с. 25).Коэффициент Ур (2.26)Гр = 1 - p/l 00"^ = 1 -11,8826V 100^ = 0,88.Так как v < 15 м/с, то при варианте II термообработки коэффициент Кр^ = 1,0. При твердости зубьев колеса <350 ЫВ коэффициент1,2.Для определения коэффициентов Yfsi, Ypsx вычислим приведенные числа зубьев: колесаР = ^ 14/cos^ 11,8826° == 121,7; шестерни z^^ = z,/cos^ р = 23/cos^ 11,8826"" = 24,5.По табл. 2.5 принимаем Ypsi = 3,61; F/r^i = 3,9.64Р»счетное напряжение изгиба в зубьях колеса (2.29)= 0,81.1,0 • 1,2.0,88.3,61.2472/(34 • 1,5) = 149,7 Н/мм',что меньше допускаемых напряжений [а]р2 = 294 Н/мм^.Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни (2.30)c^v^i=149,7-3,9/3,61 = 161,7 Н/мм1что также меньше [а]л =310 Н/мм^.11.

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.Определим значения уточняющих коэффициентов (с. 27): Кна =1,1;Ки^ = 1; Khw =1,1 при твердости зубьев колеса <350 ЫВ.Расчетное контактное напряжение (2.31)= 376д/1,1 • 1,0 • 1,1 • 2472 (4,9565 + l)/(l 74,745 • 34) = 651 Н/мм1Расчетное напряжение несколько превышает допускаемое(651/637 « 1,02), что, однако, находится в допустимых пределах.Для построения компоновочной схемы следует дополнительноопределить некоторые размеры валов (3.2).Для входного вала ранее нашли: d = 25 мм; du = 30 мм. Диаметр заплечика d^^ =dj^+3r = 30 + 3(1,5...2,0) = 34,5... 36мм.Наружный диаметр шестерни da\ = 38,255, что мало отличается от dsn - 36 мм. Поэтому примем ^БП = 38,255 мм.Для выходного вала ранее нашли: d = 36 мм; dn = 40 мм.

Диаметр заплечика ^БП = 40 + 3(2 ... 2,5) = 46 ... 47,5 мм. Примем стандартное значение d^n = 48 мм. Диаметр посадочной поверхностидля колеса примем ^/к = 48 мм. Зазор между колесами и стенкамикорпуса по формуле (3.5)L = a^+ 0,5{d^, +1/^ J = 105 + 0,5(38,255 +177,745) = 213 мм;a « V I + 3MM = ^^T3+3 = 9MM.Предварительно выберем шариковые радиальные подшипники. Установку подшипников наметим по схеме враспор (рис. 3.6, б).Размеры другшучастков валов (см. рис.

3.1).^ - 1029265Рис. 3.11Входной вал с коническим концом:- длина посадочного конца М/ Б = 1,5^/ = 1,5 • 25 = 37,5 мм.Принимаем 40 мм;- длина цилиндрического участка конического конца 0,15б/ == 0,15 • 25 = 3,75 мм. Принимаем 4 мм;- диаметр d^ и длина /Р резьбы (3.9) d^ « 0,9(^/- 0,1/МБ) = 0,9(25 -0,1 • 40) = 18,9 мм, стандартное значение d^: М16 х 1,5; /р === 1,2 • 16 - 19 мм;-длина промежуточного участка /КБ = ^А^п = 1,4 • 30 = 42 мм.Выходной вал с коническим концом:-длина посадочного конца /мт = 1,5б/= 1,5 • 36 = 54 мм;- длина цилиндрического участка конического конца 0,15Й? == 0,15 • З б ^ б м м ;- диаметр d^ и длина /р резьбы (3.9) d^ ^ 0,9(б/- 0,1/мт) = 0,9(36 66-0,1 • 54) = 27,5 мм, стандартное значение d^: М27 х 2; /р === 1,1 • 2 7 « 3 0 мм;-длина промежуточного участка /кт == 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 г/цп = 17,37/4,9565 = 3,5.Результаты расчета, выполненного по [7, 8]: цепь роликовая двухрядная, шаг Р = 19,05 мм; числа зубьев и диаметры делительныхокружностей звездочек: ведущей z\ = 23; ведомой Z2= 81; Ji = 139,9 мм;dj = 491,29 мм. Сила, действующая на валы со стороны цепнойпередачи F^^ = 2972 Н, направлена по линии центров звездочек.На рис. 3.11 приведена эскизная компоновка цилиндрическогоредуктора. Дальнейшую разработку конструкции см. разд.

13.1.3.4.2. Расчет и эскизное проектирование коническогозубчатого редуктораУсловие примера. Рассчитать и сконструировать коническийредуктор привода элеватора (рис. 3.12) по следующим данным.Окружная сила на барабане элеватора Ft = 5050 Н. Скоростьдвижения ленты с ковшамиV = 0,8 м/с. Диаметр барабанаDq = 400 мм. Продолжительность работы (требуемыйресурс) Lh = 60000 ч.