06 семестр / Книги и методические указания / Детали машин. Курсовое проектирование. Дунаев, Леликов 2004

точные числа и, следовательно, размеры передачи будут меньше, t При расчетах на ЭВМ целесообразно рассчитать передачи для обоих, вариантов двигателей. Затем провести сравнения размеров двигателей и передач и окончательно выбрать вариант с меньшими

размерами.

Из табл. 19.27 выписывают все данные и размеры выбранного электродвигателя.

Пример. Выбрать электродвигатель для привода ленточного конвейера (см. рис. 1.1, а): = 10000 Н; v = 0,63 м/с; D^ = 500 мм. Термообработка зубчатых колес двухступенчатого цилиндрического редуктора - улучшение (твердость зубьев <350 НВ).

Решение. Мощность на выходе

Лобщ=ЛцЛз Лм Лоп.

где Т1ц - КПД цепной передачи; г|з - КПД зубчатой цилиндрической передачи; г|м - КПД муфты; г|оп - КПД опор приводного вала.

По табл. 1.1: Лц = 0,93; Лз = 0,97; Лм = 0,98; Лоп = 0,99. Тогда

Лоб. =0,93.0,97^. 0,98.0,99 = 0,849.

Требуемая мощность электродвигателя

6,3/0,849 = 7,42 кВт.

Частота вращения приводного вала

Требуемую частоту вращения вала электродвигателя вычислим, подставляя в формулу для «этр средние значения передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для цепной и двух зубча-

10

тых передач (см. табл. 1.2),

«э тр = « в ь . х = 24,1.2,25.4,3 • 4,4 = 1026 мин^

где «ц - передаточное число цепной передачи; щ и и ^ - передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней цилиндрического двухступенчатого редуктора.

По табл. 19.28 выбираем электродвигатеш> АИР132Л/6: Р = 7,5 кВт; п = 960 мин"'.

1.2. Кинематические расчеты

Определяют общее передаточное число привода

(1-7)

Для исходных данных, относящихся к случаю частоту ^вых вращения приводного вала (мин"') определяют по формуле (1.4).

где Uu - передаточное число ременной и^ или цепной и^ передачи, расположенных как перед редуктором (коробкой передач), так и после него; «ред - передаточное число редуктора (коробки передач).

Если в схеме привода отсутствует ременная или цепная передача, то

где и ^ и щ - передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней редуктора.

Передаточные числа щ быстроходной и щ тихоходной ступеней двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям, приведенным в табл. 1.3.

11

1.3.Рекомендации по распределению передаточных чисел

вдвухступенчатых редукторах

12

Частоты вращения выходного вала коробки передач представляют собой геометрическую прогрессию со знаменателем ф. Если минимальная частота вращения вала щ, то частоты вращения на

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени редуктора

(1-11)

где un - передаточное число передачи (например, цепной), расположенной между редуктором и приводным валом. Если такая передача в схеме привода отсутствует, то rij = «вых-

Частота вращения вала колеса промежуточной ступени двухступенчатого редуктора

где uj - передаточное число тихоходной ступени редуктора. Частота вращения быстроходного вала

13

1.3. Определение вращающих моментов на валах

Случай 1 (см. рис. 1.1).

Вращающий момент на приводном валу (Н м)

или {ШУ

Ав/2,

где Ft - окружная сила, Н, на барабане или тяговых звездочках; Dq и Ав - диаметр барабана и делительный диаметр тяговой звездочки соответственно, м.

Момент на выходном (тихоходном) валу редуктора (Н-м)

где wn и лп - соответственно передаточное число и КПД передачи, расположенной между редуктором и приводным валом; г|оп ~ КПД опор приводного вала. При отсутствии такой передачи в схеме привода

?^т=^вых/(лопЛм). (1-16)

где г|м - КПД муфты, соединяющей вал редуктора и приводной вал.

Момент на промежуточном валу редуктора (Н м)

(1.17)

где лз т - КПД зубчатой передачи тихоходной ступени. Момент на входном (быстроходном) валу редуктора (Н м)

Т^Б^Т^т/кедЛзтЛзв). (1.18)

где г|з Б - КПД зубчатой передачи быстроходной ступени. Для одноступенчатого редуктора

(1.19)

где Т1з - КПД передачи (зубчатой или червячной).

14

Случай 2 (см. рис. 1.2). Момент Гвых приведен в задании. Вращающий момент на выходном (тихоходном) валу 7т = Гвых-

Моменты на промежуточном и быстроходном валах определяют по формулам (1.17)... (1.19).

Случай 3 (см. рис. 1.2). Мощность электродвигателя Р^ (кВт) приведена в задании. Частота вращения вала электродвигателя «э (мин'^) определена в разд. 1.1.

Вращающий момент на валу электродвигателя (Н м) Гз=9550Рз/«з. (1.20)

Момент на входном (быстроходном) валу редуктора (коробки передач) (Н-м)

(1.21)

где Wn и г|п - передаточное число и КПД передачи (например, ременной), расположенной между электродвигателем и редуктором (коробкой передач).

Если в схеме привода отсутствует такая передача, то вращающий момент на быстроходном валу (Н м)

(1.22)

где т1м - КПД муфты, соединяющей валы электродвигателя и редуктора (коробки передач).

Момент на промежуточном валу редуктора (Н-м)

(1.23)

где щ и г|з.Б - передаточное число и КПД быстроходной ступени. Момент на выходном (тихоходном) валу редуктора (И м)

^Т^Т^Б^едЛзвЛзТ. (1.24)

где Лзт КПД тихоходной ступени.

15

Г л а ва 2 РАСЧЕТЫ ПЕРЕДАЧ

Расчеты при курсовом проектировании должны выполняться с использованием вычислительной техники, в том числе программируемых микрокалькуляторов. Наиболее эффективно выполнение расчетов на ЭВМ.

В процессе таких расчетов можно варьировать (изменять) некоторые данные (например, допускаемые напряжения, передаточные числа), добиваясь оптимальных результатов расчета.

2.1. Расчет зубчатых передач

После определения вращающих моментов на валах и частот вращения зубчатых колес выполняют основные проектные расчеты передач.

Исходными данными для расчета являются: вращающий момент на колесе Ti, частота вращения колеса «2, передаточное число и, схема передачи, требуемый ресурс (время работы) L/,, ч, характер производства-единичный, мелкосерийный, крупносерийный.

1. Выбор материала и термической обработки. Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по табл. 2.1. Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и варианта термической обработки (ТО):

I - стали, одинаковые для колеса и шестерни, марок: 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ. ТО колеса - улучшение, твердость 235... 262 НВ. ТО шестерни - улучшение, 269 ... 302 НВ;

II - стали, одинаковые для колеса и шестерни, марок: 40Х, 40ХН, 35ХМ и 45ХЦ. ТО колеса - улучшение, 235 ... 262 НВ. ТО шестерни -улучшение и закалка с нагревом ТВЧ, 45... 56 HRC;

III - стали, одинаковые для колеса и шестерни, марок: 40Х, 40ХН, 35ХМ и 45ХЦ. ТО колеса и шестерни - улучшение и закалка с нагревом ТВЧ, 45 ... 56 HRC;

IV - стали, одинаковые для колеса и шестерни марок: 20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХНЗА, 25ХГМ. ТО колеса и шестерни одинаковые - улучшение, цементация и закалка, 56. . . 63 HRC.

16

2.1. Механические характеристики сталей, используемых для изготовления зубчатых колес

Чем выше твердость рабочей поверхности зубьев, тем выше допускаемые напряжения и тем меньше размеры передачи.

2. Допускаемые напряжения. Определяют допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колеса

Предварительно определяют среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев

(2.1)

17

- для шестерни iV, = N^u ,

где «2 - частота вращения колеса, мин'^; 1и - время работы передачи ч; и - передаточное число ступени.

Коэффициент долговечности при расчете по контактным на-

и, следовательно, Zj^ - \, что и учитывает первый знак неравенства в формуле (2.4). Второй знак неравенства ограничивает допускаемые напряжения по условию предотвращения пластической

материалов (закалка ТВЧ, цементация, азотирование).

где Fyvmax = 4 И ^ = 6 - для улучшенных зубчатых колес; Уд/^ах = 2,5 wq = 9 для закаленных и поверхностно-упрочненных зубьев.

Для длительно работающих быстроходных передач Л^с; и, следовательно, yiv = 1, что и учитывает первый знак неравенства в (2.5). Второй знак неравенства ограничивает допускаемые напря-

18

жения по условию предотвращения пластической деформации или хрупкого разрушения зуба.

Значения Снмт и Ормт, соответствующие базовым числам Nhg и Nfg-» принимают по табл. 2.2.

Допускаемые контактные напряжения [а]я и напряжения из-

2.2. Пределы a^iim контактной и a^im нагибной выносливости

25ХГМ

При расчете зубчатых передач цилиндрических косозубых, шевронных и конических с круговым зубом в расчетную формулу подставляют при варианте термообработки II допускаемое контактное напряжение

При вариантах термообработки I, III и FV, а также для прямозубых цилиндрических и конических колес в расчетную формулу вместо [а]я подставляют меньшее из [с]н\ и [с]н2-

19