Детали машин. Курсовое проектирование. Дунаев, Леликов 2004, страница 7

12; шариковых радиально-упорных l/d < 10; конических роликовых l/d<S.Более длинные валы устанавливать по схеме г не рекомендуют, так как вследствие тепловых деформаций вала могут появиться большие осевые зазоры, недопустимые для радиально-упорныхподшипников.3.4. Примеры расчетов и разработки эскизных проектовПосле определения диаметров ступеней валов, расстояниймежду деталями передачи, после выбора типа подшипников исхемы их установки приступают к вычерчиванию редуктора иликоробки передач.Эскизный проект выполняют в масштабе 1 : 1 на миллиметровой бумаге. Для получения представления о конструкции, размерах деталей передач и их относительном расположении достаточно двух проекций.53tIX X А У\ajoMг1Рис. 3.8Рис.

3.7Выбранные размеры цилиндрической зубчатой передачи следует проверить по двум условиям: по условию размещения подшипников и по соотношению диаметров шестерни di и диаметравала dn для установки подшипника.Условие 1. Для обеспечения плотного и герметичного стыкажелательно устанавливать болт крепления крышки и корпуса редуктора между подшипниками, установленными на валах шестерни и колеса. Чтобы пропустить между подшипниками этот болт,между наружными кольцами подшипников должен быть зазор А(рис. 3.7).Тогда требуемое межосевое расстояние по условию размещения подшипников(3.6)Для редукторов А >.При необходимости обеспечения малых размеров передачиболт для крепления крышки к корпусу размещают в другом месте,и зазор А можно уменьшить до 3 ... 4 мм.Условие 2.

Желательно, чтобы в конструкции вала-шестерниделительный диаметр d\ был равен или больше диаметра вала dnдля установки подшипника (рис. 3.8), т.е.d,>d^,(3.7)При несоблюдении этого условия входной вал-шестерня оказывается недостаточно жестким (см. также формулы 17.1 и 17.2).Участок вала диаметром du (см. рис. 3.1) и диаметром d\(см. рис. 3.3) должен выступать за внешнюю плоскость крышки на54величю^ / (рис. 3.9, а-^Х которую можно принимать(3.8)где а - зазор, определяемыйпо формуле (3.5).Для вычерчивания эскизной компоновки можно принимать (рис. 3.1 и 3.3) (с обязательным последующим уточнением):- длину ступицы колеса цилиндрического I^j > b2, червячного /ст >конического/ст «где d^ - диаметротверстия в ступице;длинупосадочногоконца вала 1мь = /мт =- длину промежуточногоучастка тихоходного вала/кт = 1 б ы с т р о х о д н о г овала цилиндрической передачи /кБ =червячнойпередачи /кб =быстроходного вала конической передачи /кБ = 0,8(^пНаружную резьбу кони-Рис.

3.9ческих концов валов принимают:- диаметр резьбыи .- д лину /р резьбы в зависимости от диаметра d^:(3.9)dp, мм12...24273036...4248...64/р, мм1,24ь ч1МОМОМОкончательные размерывыявляют после расчета шпоночного (шлицевого) соединения или после подбора посадки с натягом.55Окончательные размеры /кб и /кт определяют при к о н с т р у и р о вании крышек подшипников, выбора типа уплотнения и при конструировании корпусной детали.Окончательные размеры /мб и /мт получают после в ы б о р амуфты, размеров шкива, приводной звездочки, расчета ш п о н о ч н о го (шлицевого) соединения.3.4.1.Расчет и эскизное проектирование ц и л и н д р и ч е с к о г озубчатого редуктораУсловие примера.

Рассчитать и сконструироватьцилиндрический одностуUpedпенчатый редуктор к при1(У„воду цепного конвейера(рис. 3.10) по следующимданным.Окружная сила на двухVтяговых звездочках F^ =Рис. 3.10= 6000 Н; шаг и числозубьев звездочек: Дв = 100 мм; Гзв = 7. Окружная скорость звездочек V = 1 м/с. Продолжительность работы (требуемый ресурс)Lh = 8500 ч.

Производство мелкосерийное. Зубчатая ц и л и н д р и ч е ская передача косозубая.Решение. Данный пример относится к случаю 1 задания исходных данных. Руководствуемся порядком расчета, изложенным в гл. ЬВыбор электродвигателя. Для выбора э л е к т р о д в и г а т е л явычислим мощность на выходе (1.1)и^вых = ^л/1000 = 6000 1/1 ООО = 6 кВт.Потери энергии происходят: в опорах приводного вала, в цепной передаче, установленной между редуктором и приводным аалом, в зацеплении зубчатых колес с учетом потерь в п о д ш и п н и к а х ,в соединительной муфте. По табл.

1.1 соответственно н а х о д и м :Лоп - 0,99; Лип = 0,92 ... 0,95; Лзп = 0,96 ... 0,98; Лм = 0,98.ТогдаЛобш = 0,99(0,92... 0,95)(0,96... 0,98)0,98 = 0,86... 0,9 .56Требуемая мощность электродвигателя (1.2)Р.г, =- 6/(0,86... 0,9) = 6,97 ... 6,67 кВт.Делительный диаметр тяговой звездочкиДз =Рзз/8т(18072зз) = 100/sin(l807?) = 230,5 мм.Частота вращения приводного вала (1.4)=6-104/(71^^ = 6.10' 1/(3,14-230,5)-82,9 мин'Передаточные числа по табл.

1.2: цепной передачи 1/^=1,5... 4;зубчатой передачи= 2,5 ... 5. Требуемая частота вращения валаэлектродвигателя (1.6) «этр = «вых= 82,9(1,5 ... 4,0) (2,5 ... 5,0) == 310... 1658 мин'.По табл. 19.28 выбираем электродвигатель AHP132S4:7,5 кВт;щ = 1440 мин"'.Кинематические расчеты. Общее передаточное число привода (1.7)^05.=1440/82,9 = 17,37.С другой стороны, г/общ = u^u^j^. Примем г/ред = 5. Тогда«ЦП = «общ/^ред = 17,37/ 5 = 3,47.Частота вращения входного (быстроходного) вала редукторащ = щ = 1440 мин"'. Частота вращения выходного (тихоходного)вала nj = п^и^а = 1440/5 = 288 мин"'.Определение моментов.

Вращающий момент на приводномвалу (1.14)Т^ых= 6000.0,2305/2 = 690 И м.Момент на тихоходном валу редуктора (1.15)=^вь,х/к„ЛипЛ„п)=690/(3,47-0,93-0,99)^216Н-м.Момент на быстроходном валу редуктора (1.19)^Б =7'т/(«редЛзп)=216/(5-0,97)^44,5 Н-м.Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Выполним длясравнения расчет передачи для всех четырех видов термическойобработки (ТО), упомянутых в гл. 2. В соответствии с этим примем следующие материалы для вариантов ТО (см. табл. 2.1):I - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 235 ...

262 НВ;57шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев 269 ... 302 НВ;II - колесо - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев269 ... 302 НВ; шестерня - сталь 40Х; твердость поверхности зубьев после закалки с нагревом ТВЧ 45 ... 50 HRC;III - колесо и шестерня - сталь 40ХН; твердость поверхностизубьев после закалки 48 ...

53 HRC;IV - колесо и шестерня - сталь 12ХНЗА; твердость поверхности зубьев после цементации и закалки 56 ... 63 HRC.Определим средние значения твердостей поверхностей зубьевколес (2.1) и значения баз испытаний (2.2). Для принятых вариантов ТО получим:I - колесо НВер = 0,5(235 + 262) = 248,5; Nhc, = З О Н В = 30 • 248,5^' == 1,68 • 10'; шестерня НВ^р = 0,5(269 + 302) = 285,5; Кна = 30 • 285,5^'^ == 2,35-10';II - колесо НВср = 285,5; Nhu = 2,35 • Ю'; шестерня HRC^p = 0,5(45 ++ 50) = 47,5.

По таблице перевода (с. 18) HRCcp = 47,5 соответствуетНВер = 456. Тогда Nhg = 30 • 456^'^ = 7,2 • 10';III - колесо и шестерня HRQp = 0,5(48 + 53) = 50,5, что соответствует НВср = 490. Тогда Nhc; = 30 • 490^' = 8,58 • 10';IV - колесо и шестерня HRCcp = 0,5(56 + 63) = 59,5, что соответствует НВср = 605. ТогдаМуо = 30 • 605^' = 1,42 • 10^При расчете на изгиб при всех вариантах термообработки базаиспытаний iV/.Y; = 4 • 10^.Вычислим действительные числа циклов перемены напряжений.

По формулам (2.3) получим:-для колесаN2 = 60 rij 1^ = 60- 288 • 8500 = 1,47 • 10^;-для шестерни N,=N2 и = 1,47 • Ю' • 5 = 7,35 • 10^Определим теперь коэффициенты долговечности.Так как при N > Мне, коэффициент долговечности при расчетепо контактным напряжениям Za^ = 1, то для всех четырех вариантов термообработки для колеса и шестерни Zyv = 1.Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для всехвариантов термообработки= 1, так как во всех случаях N> А - 10^.Вычислим теперь допускаемые контактные и изгибные напряжения.

По формулам табл. 2.2 пределы выносливости58Он\т Исоответствующие базовым числам Nhg и Nfc для вариантов ТО такие:I - колесо а/л1т2 = 1,8НВср + 67 = 1,8 • 248,5 + 67 = 514 Ы/мм^;ал1т2 = ЬОЗНВср = 1,03 . 248,5 = 256 Н/мм^;шестерня a^imi = 1,8 • 285,5 + 67 = 581 Н/мм^; орцтх == 1,03 -285,5 = 294 Ы/мм^II-колесо ая11т2= 1,8-285,5 + 67 = 581 Н/мм^;ал1т2 = 1,03 • 285,5 = 294 Н/мм^шестерня а/лш,1 = 14HRCcp + 170 = 14 - 47,5 + 170 = 835 Н/мм^;(Уям =310 Ы/мм^;III - колесо и шестерня а/лт, = 14 • 50,5 + 170 = 877 Н/мм^;ая1т = 310Ы/мм^IV - колесо и шестерня Ониш = 19HRCcp = 19 - 59,5 = 1130 Ы/мм^;ояш = 480 Н/мм1Допускаемые контактные и изгибные напряжения получаютумножением значений а ^ т и a^im на коэффициенты Z^ и Уд^ (2.6).Из ранее выполненных расчетов видно, что все коэффициентыZm = \ иI.

Поэтому допускаемые контактные и изгибные напряжения во всех рассмотренных случаях [а]н = стяит и [а]/г = ая,п,.Для варианта термообработки II допускаемое контактное напряжение, которое должно быть принято в расчет, определяют поформуле (2.7)[а]н = 0,45 ([а]я1 + [ а Ы = 0,45(835 +581) = 637 Н/мм1Это напряжение не должно превышать значение 1,25 [а]/^ == 1,25 • 581 = 726 Н/мм^.