dunaev_lelikova (819766), страница 10
Текст из файла (страница 10)
Углы делительных конусов колеса и шестерни (2.34) б', = агс18 и = агс183,1 5 = 72,387; б', =90 — б', =90 -72387 =17т613 Конусное расстояние (2.35) Я,' =Н»/(2япб',)= 2625/(2яп72 387 )=137 705 мм. Ширина колес (2.36) Ь'=0,285Р,' =0,285 137,705=39,25н40 мм. 3. Модуль передачи. Коэффициент К»в = 1,0, так как зубья полностью прирабатываются (Н» ~ 350 НВ).
Для прямозубых колес при твердости зубьев ь 350 НВ значение коэффициента Кг„= 1,5. Коэффициент 9г = 0,85. Допускаемое напряжение изгиба для колеса «а)г = 294 Н/мм (оно меньше, чем для шестерни). После подстановки в формулу (2.37) получим 14К„„К„Т, 14 1,5 1.293,4 10' Ф,',Ь9 1» 262,5 40 0,85 294 Примем модулып„= 2,5 мм. 4. Чнсла зубьев колес. Число зубьев колеса (2.38) х, = Ы,',/т, = 262,5/2,5 =Фбб.
Число зубьев шестерни (2.39) х, = х2/и = 105/3,15 = 33,3. Округляя, примем х~ 33. 5. Фактическое передаточное число ие = хз / х~ = 105/33 = 3,182. Отклонение от заданного передаточного числа (2.40) Ли = ~ и — и ~ ! 00/и = ~ 3 182 — 3 15 ( ! 00/3,! 5 = 1 02 %, что допустимо. 6. Окончательные размеры колес (см. рис. 2. 4). Углы делительных конусов колеса и шестерни: б, = агсгб и = его!8 3,! 82 = 72,5537'; Ь! = 90 — Ьз — — 90 — 72,5537 = 17,4463 Делительные диаметры колес (2.41): а~„=т,х, =2,5 33=82,5 мм; Н„=т,х, =2,5 105=262,5 мм.
Средние диаметры колес: Ы„, = 0,857а'„, = 0,857 82,5 = 70,1 025 мм; с1, = 0,857Ы„= 0,857 262,5 = 224,9625 мм. Коэффициенты смещения (2.42) х„, = 2,6и'"х, '" = 2,6 3,1 82'" 33 '" = 0,294; х„= — х„, = — 0,294. Внешние диаметры колес (2.43): Н, = с!„, + 2(1 + х„)гл„соя 8, = = 82,5+ 2(! + 0,294) 2,5 соя ! 7,4463 = 88,6724 мм. а'„, = И„+ 2(1 е х„)гп, сов б, = = 262,5+ 2(1 — 0,294)2,5сов72,5537 =2б3,5533 мм. 7.
Пригодность заготовок колес: О,„, =ае+2т, +6мм =825+2.25е6=935 мм; 5,„=8т, =8 2,5 =20 мм. Условия пригодности заготовок выполнены (см. табл. 2.1); 13 < 13„,; Я„„< Я„„. 8. Силы в зацеплении (см. рис. 2.5): окружиая сила на среднем диаметре колеса (2.45) Р, = 27:/й ., = 2 293,4 1О'/224,9625 = 2608 Н; осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе (2.46) Г., =Г„=Р, тбав1пб, =26081820 вш17,4463 =284,6Н; радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе (2.47) Р„= Г„, = Г, тба совб, = 2608 1820 сов 17,4463' = 905,6 Н .
9. Проверка зубьев колес по напряженним изгиба. Значение коэффициентов Кг„, Крв и Эг определено ранее. ЗначениЯ коэффициентов Угв1 и Уевз, Учитывающих фоРмУ зУ- ба и концентрацию напряжений, принимают в зависимости от коэффициента смещения и эквивалентного числа зубьев (2.49): г„=г,/совб, =105/сов72,5537 =350; во =г,/совб, =33/сов17,4463 =35. По табл. 2.9 находим: Угд = 3,61; Увв1 = 3,54.
Напряжения изгиба в зубьях колеса (2.50) К~,К,вУмД 1,5 1 3,61 2608 Ьт, Э 40 2,5 0,85 Напряжения изгиба в зубьях шестерни (2.51) о, = ое,Уз,/У „=166 3,54/3,61=163 Нlмм~. Напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса меньше допускаемых. 10. Проверка зубьев колес по контактным напряженним расчетное контактное напряжение (2.52) ая = 2 12'10 К„„К„а «Т, =584,1 Нlмм'. = 2,12 1О' Диаметры других участков вала (3.2): г/„>г/+ 2/„=40+2 3,5 =47 мм. Принимаемого = 50 мм. д,„> И„+Зг = 50+3 3 = 59мм.
Принимаем 4с = 60 мм. Для входного вала конического редуктора (3.4) (см. Рис. 3.3)= 4 =8З~Т, =8'/97 7=36,8 мм. ПримемстандартноезначениеИ=Збмм. Диаметры других участков вала: г/, =Ы+2/ „=36+2.2,0=40 мм; г/, = а1, -г (2 ... 4) мм = 40 ~- (2 ... 4) = 42 ... 44 мм. Принимаем стандартное значение М45 х 1,5 (табл. 19.4); Ы,п =И„+Зг =45+3 3=54 мм. Ип >с/2 =45 мм; Расстояние гь (см. рис. 3.3) от середины зубчатого венца шестерни до точки приложения реакции ближайшей опоры оказалось равным а, = 25 мм. В качестве расстояния аз принимают большее Расчетное напряжение несколько превышает допускаемое (584/581 и 1,005), что, однако, находится в допустимых пределах. Для построения компоновочной схемы нужно дополнительнс» определить некоторые размеры валов.
Дпя выходного вала редуктора (3,1) (см. рис. 3.1) Н > (5 ... 6) 4/Тг Так как опорами вала конического колеса должны быть конические роликовые подшипники, то коэффициент перед корнем следует принять равным 6. Тогда диаметр вала Ы > 6,'/Тг = 6(/'293,4 = 39,87 мм или, после округления, г/ = 40 мм. из двух значений: а2 = 2,5а, или аз = 0,61. В нашем примере1= 130 мм.
Тогда, по первому условию а2 = 2,5 25 = 62,5 мм, а по второму а2 = 0,6 130 = 78 мм. Принимаем а2 = 78 мм. Зазор между колесами и стенками корпуса (3.5) 1. =1,5Н„, =1,5 263,5583 и 395 мм. а=(/Х+Змм =11395+3 м10мм. Размеры других участков валов. Входной вал-шестерня с коническим концом (см. рис.
3.3): — длина посадочного конца 1мя = 1,5И= 1,5 36 = 54 мм; — длина цилиндрического участка конического конца 0,150 ~ =0,15 Збмбмм; — диаметр а!р и длина 1р резьбы на конце вала (3.9) Ыр и 0,9(и†— 0,11мв) = 0,9(36 — О,! 54) = 27,54 мм, стандартное значение а!р. Лз27 х 2;!р = 1, Ир = 1,1 . 27 = 30 мм; — длина промежуточного участка 1кв = 0,оп = 0,8 . 45 = 36 мм. Выходной вал с цилиндрическим концом (рис. 3.1): — длина посадочного конца 1мг = 1,5И= 1,5 40 = 60 мм; — длина промежуточного участка 1кт = 1,2а!и — — 1,2 50 = 60 мм; — длина ступицы колеса 1сг = 1,2Ык = 1,2 60 = 72 мм. Примем стандартное значение 1ст = 71 мм.
Другие размеры обоих валов выявляются при вычерчивании компоновочной схемы. Расчет ременной передачи. Исходные данные: мощность на ведущем шкиве Р = 5,5 кВт; частота вращения и = 1432 мин'. Примем для расчета узкий клиновой ремень. Результаты расчета, выполненного по [7, 81: ремень сечения ЗР2; число ремней х = 8; диаметры шкивов 4 = 71 мм, с1з = 224 мм; передаточное число ир„= 3,19; сила, нагружающая входной вал редуктора, Гр = 1685 Н.
Направление силы Гр принимают по линии центров передачи. Расчет цепной передачи. На вал элеватора движение от редуктора передается приводной цепью (см. рис. 3.12). Исходные данные: вращающий момент на ведущей звездочке Т = 293,4 Н м; частота вращения п = 144,4 мин . Результаты расчета, выполи пенного по [7, 8]: цепь роликовая двухрядная с шагом Р = 25,4 мм; число зубьев звездочек х~ = 21, х2 = 80; передаточное число 74 3.4.3.
Расчет и эскизное проектирование червячного редуктора Условие примера. Рассчитать и сконструировать индивидуальный привод, состоящий из ременной передачи и червячного редуктора (рис. 3.14) по следующим данным. Вращающий момент на выходном валу редуктора, Т„„= Т, = 800 Н.м. Частота в вращения выходного вала и,„„= и, = 30 мин . Продол- -1 жительность работы приво- М + да (требуемый ресурс) Е» = = 20000 ч. Производство | | |и греднесерийное. Решение. Данный пример относится к случаю 2 задания исходных данных. Руководствуемся порядком расчета, изложенным в гл. 1.
Выбор электродвигателя. Для выбора электродвигателя вычислим мощность на выходе (1.3) Рис. 3.14 Р, =Т, и /9550=800 30/9550=2,51 кВт. Потери энергии происходят в ременной и червячной передачах.Потабл.1.1 находим: т1 =0,94...0,96; з),„=0,8. Тогда з) =(0,94 ... 0,96)0,8 =0,75 ... 0,77.
76 и„„= 3,81; диаметры делительных окружностей звездочек 4 = 170„45 мм; с(з = 647,96 мм; сила, действующая на выходной вал редуктора со стороны цепной передачи, Р„= 4260 Н, направлена по линии центров звездочек. На рис. 3.13 приведена эскизная компоновка конического зубчатого редуктора. Дальнейшую разработку конструкции см. разд.
13.2. Требуемая мощность электродвигателя (1.2) Р„„=Р, „/т1„, =2,51/(0,75...0,77)=3,35...3,26 кВт. Рекомендуемые передаточные числа (см. табл. 1.2): — для ременной передачи ир„= 2 ... 4; — для червячной передачи и„, = 16 ... 50. Требуемая частота вращения вала электродвигателя (!.6) и,„, =и и„„и„„=30!2...4)116...50)=960...6000 мин|. По табл. 19.28 выбираем электродвигатель АИР100Е4; Р, = 4,0 кто' и, = 14! 0 мин'.
Кинематические расчеты. Общее передаточное число привода ( .: .7) и., = п,/п,„,„= 1410/30 = 47 . Примем передаточное число редуктора ир„ = !8. Тогда пе"Ятедаточноечислоременной передачи(1.8) и, =и,~ lии,=47!18=2,6"! Частоты вращения: выходного вала редуктора пт = п, = 30 мин', входного волан~ = пт ир„= 30 18 = 540 мин . Определение моментов. Вращающие моменты, нагружаюцв-'ие валы: момент на валу червячного колеса Тт = Т,„„= 800 Н м; эа ~омент на червяке (1.19) Т = Т,~(и„„т1„„)= 800/(18 0,8)= 55,5 Н м. Расчет червячной передачи. 1.
Ожидаемая скорость скольжения в зацеплении (2.53) ч, = 0,45 10 тп, и ',~Т, = 0,45.10 ' 30 18.~/800 = 2,25 мl~1- 2. Определение допускаемых напряжений. По табл. 2.10 примем материал для венца червячного колеса бряюн- 2, 2 зу марки БрА9ЖЗЛ, отливка в кокиль о, = 195 Нтмм; о, = 490 Н/меем Материал червяка — сталь марки 35ХМ, закалка витков конволт рот'- ного червяка с нагревом ТВЧ, поверхностная твердость 48 ... 53 ЕГ=гсС. Для материалов группы 11 при закаленных витках червяка (Н> 45 Н$ .сО) исходное допускаемое напряжение [о)нр = 300 Н!мм'. Допускаемое контактное напряжение (2.59) [о)я =[о)„, — 25к, = 300-25 2,25 = 244 Н/впяг. Общее число циклов нагружений (2.54) Ф=60п2 /О =60 30 20000=3,6 10'.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
