Детали машин. Курсовое проектирование. Дунаев, Леликов 2004

По формулам табл. 2.2 пределы выносливости С/лш и О/щш, со- ответствующие базовым числам Л^яо и NfCy равны:

- для колеса	О/лпа = 1,8 • 285,5 + 67 = 581 Н/мм^;
	ая1т2= 1,03 • 285,5 = 294 Н/мм^;
-для шестерни	OHiimi = 14 • 47,5 + 170 = 835 Н/мм^;
	СТЯ1т1 = 310Н/мм1

Так как колеса прямозубые, то в расчетную формулу подставляем [с]н- 581 Н/мм^, коэффициент дя = 0,85. Для режима термообработки II коэффициент Kffp = 1, Кну =1,25.

1. Диаметр внешней делительной окружности колеса (2.33)

	<,=165.	= „JU51-3.I5.293.4.10': ^		,5 мм.
		V	0,85 581^

2. Углы делительных конусов, конусное расстояние и ширина колес. Углы делительных конусов колеса и шестерни (2.34)

5; = arctg и = arctg 3,15 = 72,3 S?"";

5; =90^ - 5 ; =90° -72,387'^ =17,613°

Конусное расстояние (2.35)

RI =<2/(2sin5;) = 262,5/(2sin72,387°)=137,705 мм. Ширина колес (2.36)

Ь' = 0,285i?; = 0,285 137,705 = 39,25 « 40 мм.

3. Модуль передачи. Коэффициент Кр^ = 1,0, так как зубья полностью прирабатываются (Я2 < 350 НВ). Для прямозубых ко-

лес при твердости зубьев	< 350 ИВ значение коэффициента
Kf^ = 1,5. Коэффициент	= 0,85. Допускаемое напряжение изги-

ба для колеса [с]р = 294 Н/мм^ (оно меньше, чем для шестерни). После подстановки в формулу (2.37) получим

^	_	14 > 1,5 • Ь 293,4 • 10^ _ . . , о, ^^
т,>—:	1 1 =	= z,j4el мм,
'		262,5-40 0,85-294

70

Примем модуль т^ = 2,5 мм.

4. Числа зубьев колес.

Число зубьев колеса (2.38) ^2=<2M=262,5/2,5=td5.

Число зубьев шестерни (2.39)

zi = Z2 /W = 105 / 3,15 = 33,3. Округляя, примем z\ = 33.

5.Фактическое передаточное число щ = Z2 / z\ = 105/33 =

=3,182. Отклонение от заданного передаточного числа (2.40)

Au = \u^-u\l00/и = I 3,182-3,15 1100/3,15 = 1,02 %, что допустимо.

6. Окончательные размеры колес (см. рис. 2.4).

Углы делительных конусов колеса и шестерни: = arctg г/ф = arctg 3,182 = 72,5537°;

5, = 90"" - 5 , = 90"" ~ 72,5537'' = 17,4463''. Делительные диаметры колес (2.41):

= 2,5 • 33 = 82,5 мм;

	2,5-105 = 262,5 мм.
Средние диаметры колес:
	=0,857б/,, =0,857.82,5 = 70,1025 мм;
	= 0,857^,2 = 0.857 • 262,5 = 224,9625 мм.
Коэффициенты смещения (2.42)
jc^, =	= 2,6 • 3,182^''^. 33"'''' = 0,294;
	-0,294.

Внешние диаметры колес (2.43):

+COS 5, =

=82,5 + 2(1 + 0,294) 2,5 cos 17,4463'' = 88,6724 мм.

71

=262,5 + 2(1 - 0,294) 2,5 cos 72,5537° = 263/5583 мм.

7.Пригодность заготовок колес:

^заг = + 2w, + 6 ММ = 82,5 + 2 • 2,5 + 6 = 93,5 мм;

S^^	=8-2,5 = 20 мм.

Условия пригодности заготовок выполнены (см. табл. 2.1):

8. Силы в зацеплении (см. рис. 2.5):

окружная сила на среднем диаметре колеса (2.45)

^=2-293,4 107224,9625 = 2608 Н;

осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе (2.46)

/г ^	tga sinS, = 2608 tg20° sin 17,4463'' = 284,6 H;

радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе (2.47) = F^, = F, tga cos5, = 2608 tg20'' cos 17,4463'' = 905,6 H.

9. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Значение коэффициентов Кр^,, Кр^ и определено ранее.

Значения коэффициентов Ypsx и Yfsi, учитываюш[их форму зуба и концентрацию напряжений, принимают в зависимости от коэффициента смещения и эквивалентного числа зубьев (2.49):

= zjcosb^ = 105/cos 72,5537"^ = 350;

=33/cos 17,4463° «35.

По табл. 2.9 находим: Ypsi = 3,61; Ypsx = 3,54. Напряжения изгиба в зубьях колеса (2.50)

Ьт^Ър

40-2,5 0,85

Напряжения изгиба в зубьях шестерни (2.51)

С^л	=166-3,54/3,61 = 163 Н/мм1

72

Напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса меньше до - пускаемых.

10. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям^ Расчетное контактное напряжение (2.52)

= 2,12-10-	1,25 •1-3,182-293,4-10	= 584,1	Н/мм\
	262,5^-0,85
Расчетное напряжение несколько превышает			допускаемое

(584/581 » 1,005), что, однако, находится в допустимых пределах. Для построения компоновочной схемы нужно дополнительно

определить некоторые размеры валов.

Для выходного вала редуктора (3.1) (см. рис. 3.1) (i> (5 ... 6) ^Jt^ ^

Так как опорами вала конического колеса должны быть конические роликовые подшипники, то коэффициент перед корнем следует принять равным 6. Тогда диаметр вала

J > 6 ^ = 6^293,4 = 39,87 мм или, после округления, d=40 мм.

Диаметры других участков вала (3.2):

d^>d-¥ = 40 + 2 • 3,5 = 47 мм. Принимаем du = 50 мм.

^Бп - ^п + Зг = 50 + 3 • 3 = 59 мм. Принимаем Jk = 60 мм.

Для входного вала конического редуктора (3.4) (см. рис. 3.3)i

= 36,8 мм. Примем стандартное значение		36 мм.
Диаметры других участков вала:
+	=36 + 2-2,0 = 40 мм;

г/^ = + (2... 4) мм = 40 + (2... 4) = 42... 44 мм.

Принимаем стандартное значение М45 х 1,5 (табл. 19.4);

45 мм;

= + Зг = 45 + 3 - 3 = 54 мм.

Расстояние ах (см. рис. 3.3) от середины зубчатого венца шестерни до точки приложения реакции ближайшей опоры оказалось равным ai = 25 мм. В качестве расстояния а2 принимают большее

73

из двух значений: а2 = 2,5ai или аг = 0,6/. В нашем примере / = 130 мм. Тогда, по первому условию aj = 2,5 • 25 = 62,5 мм, а по второму а2 = 0,6 • 130 = 78 мм. Принимаем ai = 78 мм.

Зазор между колесами и стенками корпуса (3.5)

L = = 1,5 • 263,5583 « 395 мм.

а«'л/1 + Змм = ^ ^ + 3»10мм.

Размеры других участков валов.

Входной вал-шестерня с коническим концом (см. рис. 3.3): -длина посадочного конца /мб = 1,5J= 1,5 • 36 = 54 мм;

- длина цилиндрического участка конического конца 0,15J = = 0,15-36 « 6 мм;

- диаметр d^ и длина /р резьбы на конце вала (3.9) d^ « 0,9(J - -0,1/МБ) = 0,9(36 - 0,1 • 54) = 27,54 мм, стандартное значение Mil X 2; /р = l,lJp = 1,1 • 27 = 30 мм;

-длина промежуточного участка /КБ = 0,8б/п 0,8 • 45 = 36 мм. Выходной вал с цилиндрическим концом (рис. 3.1):

-длина посадочного конца /мт = 1,5J= 1,5 • 40 = 60 мм;

-длина промежуточного участка /кт = l,2Jn = 1,2 • 50 = 60 мм;

-длина ступицы колеса /СГ = 1,2JK = 1,2 • 60 = 72 мм. Примем стандартное значение /от = 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 п = 1432 мин Примем для расчета узкий клиновой ремень. Результаты расчета, выполненного по [7, 8]: ремень сечения SPZ\ число ремней 2 = 8; диаметры шкивов Ji = 71 мм, di = 224 мм; передаточное число Wpn = 3,19; сила, нагружающая входной вал редуктора, Fp = 1685 И.

Направление силы Fp 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, выполненного по [7, 8]: цепь роликовая двухрядная с шагом Р = 25,4 мм; число зубьев звездочек 21=21,^2 = 80; передаточное число

74

Рис. 3.13

(Л

г/цп = 3,81; диаметры делительных окружностей звездочек d\ = 170,45 мм; di = 647,96 мм; сила, действующая на выходной вал редуктора со стороны цепной передачи, ^ц = 4260 Н, направлена по линии центров звездочек.

На рис. 3.13 приведена эскизная компоновка конического зубчатого редуктора. Дальнейшую разработку конструкции см. разд. 13.2.

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^ых =Tj = 800 Н м. Частота
	вращения	выходного			вала
	'^вых = Пу = 30 мин"\ Продол-
	жительность		работы приво-
	да (требуемый ресурс) Lh =
	= 20000	ч.	Производство
	среднесерийное.
	Решение. Данный при-
	мер относится к случаю 2					Рис. 3.14
	задания исходных данных.
	Руководствуемся			порядком
	расчета, изложенным в гл. 1.

Выбор электродвигателя. Для выбора электродвигателя вычислим мощность на выходе (1.3)

^вых ^^вых'^вых/^ЗЗО^ЗОО.30/9550 = 2,51 кВт.

Потери энергии происходят в ременной и червячной переда-

чах. По табл. 1.1 находим: Т1р„ = 0,94... 0,96;	Г|чп = 0,8.
Тогда
Лоб. =(0,94...0,96) 0,8 = 0,75	...0,77.

76

Требуемая мощность электродвигателя (1.2)

ЛФ	=2,51/(0,75...0,77) = 3,35...3,26 КВТ.

Рекомендуемые передаточные числа (см. табл. 1.2):

-для ременной передачи Wpn = 2 ... 4;

-для червячной передачи w^n = 16 ... 50.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя (! .6)

^зтр	^п	-30(2...4)(16...50) = 960...6000 минЛ
По табл. 19.28 выбираем электродвигатель АИР10014: Д = 4,0 кхрВт;
щ = 1410 мин"'.
Кинематические расчеты. Общее передаточное число привода (					-7)
Примем передаточное число редуктора г/ред = 18. Тогда
даточное число ременной передачи (1.8) и^^ = ^общ /				= 47 /18 = 2,6» '1 •
Частоты	вращения: выходного вала редуктора П2 = «вы*-				^
= 30 мин"', входного вала			= П2 u^^j^ = 30 • 18 = 540 мин"'.
Определение моментов. Вращающие моменты, н а г р у ж а ю т ^ие
валы: момент на валу червячного колеса Ti = Гвых = 800 Н м;
мент на червяке (1.19)
		11,„)=800/(18-0,8) = 55,5		Н-м.
Расчет червячной передачи.
1. Ожидаемая скорость скольжения в зацеплении (2.53)
V, « 0 , 4 5 - 1 0 - ' =			0,45 • 10-'. 3 0 - 1 8 - V ^ =2,25 м/с:?-

2. Определение допускаемых напряжений.

По табл. 2.10 примем материал для венца червячного колеса бр»к<)н- зу марки БрА9ЖЗЛ, отливка в кокиль а^ = 195 Н/мм^; Gb = 490 UJmW- Материал червяка - сталь марки 35ХМ, закалка витков конвол1«<^- ного червяка с нафевом ТВЧ, поверхностная твердость 48 ... 53

Для материалов группы II при закаленных витках червяка (Я> 45 HF >С) исходное допускаемое напряжение [а]яо = 300 Н/мм^.

77

Допускаемое контактное напряжение (2.59)

Ь]н = [c^Lo - 25V, = 300 - 25 • 2,25 = 244 Н/мм^. Общее число циклов нагружений (2.54)

N = 60n,L,=60'30'20000		= 3,6 \0\
Коэффициент долговечности (2.62)
^FL	=^Vl0V(з,6•10') = 0,67.

Исходное допускаемое напряжение изгиба для материала группы II венца червячного колеса (2.63)

= ОД5а, + 0,08аз = 0,25 • 195 + 0,08 • 490 = 87,95 Н/мм1

Допускаемое напряжение изгиба (2.61)

[а]^ = Kpj^[а]^о = 0,67 • 87,95 = 58,9 Н/мм1

3. Межосевое расстояние червячной передачи (2.64)

a^>610^7;/[aj, =610^^/800/244' =145,02 мм.

Округляем до стандартного числа (см. табл. 19.1): ^и. = 150 мм.

4. Подбор основных параметров передачи. Примем число витков червяка zj = 2. Число зубьев колеса Z2 = zj и^п = 2 - 18 = 36. Фактическое передаточное число Wф=z2/zl=36/2=18.

Предварительные значения:

-модуль передачи (2.66)

т= (1,4... h 7 ) a j z , = (l,4... l,7)l 50/36 = 5,83... 7,08 мм.

Принимаем стандартное значение модуля (см. табл. 2Л1)

т* 6,3 мм:

-коэффициента диаметра червяка (2.67)

g = 2a^/m - z,=2-l 50/6,3 - 36 = 11,62.

Принимаем стандартное значение (см. табл. 2.11) ^ = 12,5. Коэффициент смещения (2.68)

х = аJm-0,5(z, + ^) = 150/6,3-0,5(36 +12,5) = -0,44 .

78

5. Геометрические размеры червяка и колеса (см. рис. 2.6).

Диаметр делительный червяка (2.70)

d,=qm = l 2,5 • 6,3 = 78,75 мм. Диаметр начальный червяка

+ 2jc)= 6,3(12,5-2.0,44)= 73,2 мм.

Диаметр окружности вершин витков (2.71)

+ 2/^ = 78,75 +2-6,3 = 91,35 мм. Диаметр окружности впадин (2.72)

df, = d , - 2,4/w = 78,75 - 2,4 • 6,3 = 63,63 мм.

Длина нарезанной части червяка (2.73)

= (lО + 5,5| jc I + Z,) W = (lО + 5,5| - 0,44 | + 2) 6,3 = 90,85 мм.

Округляя до стандартного значения (см. табл. 19.1), принимаем bi = 90 мм.

Диаметр делительный колеса (2.74)

= Zj/w = 36 • 6,3 = 226,8 мм. Диаметр окружности вершин зубьев (2.75)

d^, =d,+ 2m{l + х)= 226,8 -ь 2 • 6,3(l - 0,44) = 233,86 мм.

Диаметр окружности впадин (2.76)

d^, = d , - 2w(l,2 - jc) = 226,8 - 2 • 6,з[1,2 - (- 0,44)] = 206,14 мМ.

Диаметр колеса наибольший (2.77)

^ dai + + 2) = 233,86 + 6 • 6,3/(2 4- 2) = 243,3 мм.

Округлим до стандартного числа dam = 240 мм. Ширина венца (2.78)

=0,355-150 = 53,25 мм. Примем стандартное число 62 = 53 мм.

79