«Детали машин» Пример № 1

Задание

Для привода рабочей машины, состоящей из механических передач, требуется определить угловые скорости и вращающие моменты на валах с

учетом коэффициента полезного действия. Передаточное число редуктора u_p=2,8. Мощность электродвигателя Р_дв=7,0 кВт при частоте вращения n_дв=750 мин^-1. Ресурс работы t=25000 ч.

Решение

1. Определяем передаточное число ременной передачи без учета скольжения:

u1	=	up∙n	=	ω1	=	D2	=	160	=	2
				ω2		D1		80

2. Частота вращения (ведущего вала ременной передачи) электродвигателя

ωдв	=	πnдв	=	3,14·750	=	78,5 рад/с.
		30		30

3. Частота вращения (ведомого вала ременной передачи) ведущего вала редуктора

ω1	=	ωдв	=	78,5	=	39,2 рад/с.
		30		30

4. Частота вращения ведомого вала редуктора

up	=	ω1
		ω2

,откуда

ω2	=	ω1	=	39,2	=	14 рад/с
		up		2,8

5. Вращающий момент на валах: на валу электродвигателя

Мдв	=	Pдв	=	7∙103	=	89,1 Н∙м;
		ωдв		78,5

на ведущем валу редуктора

u1	=	M1
		Mдвηрем

откуда

M1

=

uремMдвηрем1

где η_р.п.=0,96 — КПД ременной передачи;

М1

=

2∙0,96∙89,1

=

171,2 Н∙м

на ведомом валу редуктора М₂=М₁u_p η_p ,где

ηp=0,97∙0,993=0,95

- КПД редуктора, тогда

М2=71,2∙2,8∙0,95=455,4 Н∙м.

Пример № 2

Задание

Расчет редукторной передачи. Рассчитать закрытую косозубую цилиндрическую нереверсивную передачу общего назначения с ресурсом работы t = 25000 ч.

Решение

Расчет производим по данным примера.

1.Момент на ведущем валу редуктора М₁ = 171,2 Н∙м; момент наведомом валу редуктора

М₂ = 455,4 Н∙м; передаточное число редуктора u_p =2,8.

2. Материал для зубчатой передачи выбираем по табл. 9.2 с. 171 [4]:для шестерни принимаем сталь 40Х (термообработка — улучшение), НВ = 490;для колеса — сталь 40Х (поверхность зубьев подвергается азотированию),НВ = 240.

Предел контактной выносливости определяем по эмпирическойформуле

σно=2НВ+70 МПа

σно1=2∙490+70=1050 МПа;

σно2=2∙240+70=550 МПа;

4.Допускаемые напряжения

[σ]H	=	σно	KHL
		[n]

где [σ]=1,2 — коэффициент безопасности при поверхностном упрочнении зубьев;

K_HL=1 - коэффициент долговечности при длительной работе редуктора 36000 ч:

для шестерни [σ]_Н1=1050/1,2=876 МПа;

для колеса [σ]_Н2=550/1,2 = 458 МПа.

5.Межосевое расстояние

aω	=	430∙(up+1) ·	3	M2KHβ	=	430·(2,8+1)∙	3	455,4∙1	=	120 мм
				u2ψba[σ]2H				2,82·0,4·6002

^{где ψba=0,3…0,6 — коэффициент ширины колеса.}

Для непрямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[σ]=0,45([σ]н1+[σ]н2)=0,45(876+458)=600МПа

Принимаем коэффициентнеравномерности нагрузки К_нв=1

^{6.Нормальный модуль определяем по эмпирическому соотношению}

m_n= (0,01...0,02)∙a_m=(0,01...0,02)∙120 = 1,2∙2,4 мм, по ГОСТ принимаем m_n=2 мм,

таблица на стр. 157 (4).

7.Ширина венца зубчатого колеса b₂ = ψ_baa_щ = 0,42∙120=50 мм.

z1	=	2aωcosβ	=	2·120·0,98	=	31
		(up+1)mn		(2,8+1)2

Число зубьев определяем, предварительно задавшись углом их наклона шестерниβ=10°:

^{колеса z2 = upz1 =2,8∙31 = 87.}

9. Фактическое передаточное число редуктора u_p = 87/31 = 2,8.

10. Диаметры колес.делительные диаметры: шестерни колеса

d1	=	mnz1	=	2·31	=	63,26 мм
		cosβ		0,98

d2	=	mnz2	=	2·87	=	156,74мм
		cosβ		0,98

Диаметр вершин зубьев d_a = d + 2m_n:

шестерни

da1 = 63,26 + 2∙2 = 67,26 мм;

колеса

da2= 156,74 + 2∙2 = 160,74 мм.

Диаметр впадин зубьев:

шестерни

dfl = d1 – 2,5mn = 63,26 - 2,5∙2 = 58,26 мм;

колеса

df2 = 160,74 - 2,5∙2 = 151,74.

11. Силы, действующие в зацеплении:

окружная

Ft1=Ft2=	2M2	=	2·455,4∙103	=5810 Н;
	d2		156,74

^{радиальная}

Fr1=Fr2=	Fttgα	=	5810∙0,384	=2158 Н;
	cosβ		0,98

^осевая

Fa1=Fa2=Fttgβ=5810∙0,18=1046 H

^.