Детали машин - Батурин А.Т.
Скачать (прямая ссылка):
Фиг. 287.
Mn = 8000 кГсм, а передаточное число і = 7. Диаметр барабана D6 = 160 мм (фиг. 287). Решение.
1. К. п. д. пары колес с учетом трения в опорах найдем по формуле (126)
и = (1 — 0,2 /) (0,95 + 0,99) = (1 — 0,2.0,2) • 0,96 = 0,92.
1 Данные о конструкции колес из поковок и штампованных заготовок см., например, К. И. Б о к о в, Г. М. И ц к о в и ч, В. А Киселе в, С. А. Ч е р-в а в с к и й, Курсовое проектирование деталей машин, Машгиз, 1957.
21*
324
ЗУБЧАТА H ПЕРЕДАЧА
2. Момент на ведущем валу ,, _ M2 _ 8000
a 1240 кГсм.
і T) 7 - 0,92
3. Имея в виду отсутствие подрезания, принимаем числа зубьев
5. Модуль зацепления найдем по формуле (134), принимая коэффициент нагрузки k = Aou„ = 1,1 (кКНЦ = 1,0), коэффициент износа у = 1,25 и [оо]и = 6 кГ/мм2 (табл. 46):
в соответствии с ост 1597 принимаем т = 5,5 мм ab = 5,50 -6 »¦ = 33 мм, округляя, принимаем b = 35 мм.
6. Диаметры начальных окружностей колес
Dx = ItIz1 = 5,5-16 = 88 мм; Z)2= TtIZ2 = 5,5-112 = 616 мм.
Проверку на контактную прочность для открытой передачи делать не нужно.
7. Определяем размеры элементов больпюго колеса: а) число спип
(стр. 297)
Z1 = 16; Z2 = Z1I= 16-7 = 112.
Принимая ф = 6 и у — 0,361 (по табл. 48), получаем
i = y/D = -у-1/616 = 3,5,
принимаем 1 = 4;
б) толщина обода и высота укрепляющего ребра
в) ширина H спицы по формуле (167)
принимаем H — 85 мм и H1 = 65 мм; V) толщина ребер
H 8,5
h = -5- = -jp ~ 1,7 см.
И 8,5
д) длина втулки
OA ,U
L = 6 +QQbR = 4 +0.05--2- -5.6 см;
ЧИСЛОВЫЕ ПРИМЕРЫ
325
е) для определения диаметра втулки находим предварительно диаметр вала, принимая длину вала (расстояние между серединами подшипников) / = 600 мм, расстояние от опоры до середины вубчатого колеса b = 90 мм (см фиг. 287)
Окружное усилие
2^_8000
радиальное усилие ~
T = P tg а = 260 tg 20° = 260 • 0,364 = 93 кГ.
Вес поднимаемого груза
Q = 2Mi = 80<X,== 1000 K/,
Vc о
Пренебрегая весом зубчатого колеса и барабана, находим реакции опор ¦ изгибающие моменты в вертикальной и горизонтальной плоскостих. Вертикальная плоскость:
А60— 1000 • 19 — 93 • 9 = 0 и Ав = 331 кГ; Вв60 — 93 • 51 — 1000 - 41 = 0 и ?« = 762 кГ; Мет = 331. 41 = 13 580 кГсм (сечение под грузом Q); М"п = 762 - 9 = 6860 кГсм (сечение под серединой колеса). Горизонтальная плоскость:
д.-*?» Бг=^1 = 221«Г;
Мгт = 39 • 41 = 1600 кГсм; Мгп = 221 • 9 = 1989 кГсм. Сечение т будет опасным; изгибающий момент
M = |/"(ДОЧ- (MnY = 1/Ї3 5802-|- 16008 = 13 що кГеМі Эквииалентный момент по третьей теории прочности
Mже = У М\ = У13 6502-|-80002 = 15 900 кГсм.
Допуская [о]и = 600 кГ/см*. найдем диаметр вала d:
после чего диаметр ступицы D0:
D0 = Zd= 13 см
Пример 52. Рассчитать пару цилиндрических зубчатых колес для передачи мощности N = 45 л. с. при числе оборотов ведущего вала пі = пБ = 200 в минуту и передаточном числе і = 3. Передача нереверсивная, работает в масляной ванне.
326
ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
Решение.
1. Выбираем материал: шестерня — из стали 50, колесо — ив стали Ст. 5 и определяем допускаемые напряжения.
По табл. 46 имеем для стали 50 [ooL = 1500 кГ/см?, для стали Ст. 5 [o-oL = 1250 кГ/см?.
По табл. 1 для стали Ст. 5o_i =24 кГ/мм? и [т]сп~0,6 o_i = «= 0,6 • 24 = 14,4 кПмм* (см. стр. 321).
2. Из расчета на контактную прочность по формуле (161) определяем межцентровое расстояние:
А = 1000 (i + 1) л/(—) -V— •
Принимаем і]зА = 0,25. Предварительно принимаем
A = кдипк-кнц — 1,3.
Число оборотов тихоходного вала в минуту
пб 200 _ аа „ nT = -J- = -g- ~ ob,7
н расчетный момент
l—\ = к — = 1,3 = 0,878 л. с. на 1 об/мин. V пт Iv нт
Межцентровое расстояние
Л = 1000(3 + 1) у 0,878 O125-1^41-3. = 498 лш.
3. Определяем основные размеры колес.
а) Задаемся модулем по соотношению
m * 0,015Л = 0,015-498= 7,48 мм;
в соответствии с ОСТ 1597 принимаем m = 7 ли»,
б) Определяем числа зубьев колес:
откуда
_ 2А2-498 _
21 - ^TT4T+1) — 7(3+1) ~ ^0'
тогда
Z2 = и,= 3-36 = 108.
ЧИСЛОВЫЕ ПРИМЕРЫ
327
в) Окончательное значение межцентрового расстояния нри выбранных числах зубьев
л z1-J-z2 „ 36+108 с„.
А = т ' == 7-L-= 504 мм.
г) Ширина колес
Ъ = tyA А = 0,25 • 504 ~ 125 мм.
д) Диаметры колес:
D1 = mzi = 7-36 = 252 мм; D2 = TiIZ2 = 7 • 108 = 756 мм.
4. Уточняем значение коэффициента нагрузки и проверяем рабочие контактные напряжения в зубьях колес.
а) Окружная скорость
я /mz1Tr1 3,14 • 7 • 36 • 200 0 с , ,
* = "боттбш = 60-1000— = 2'64 -**/°6"-
б) По табл. 47 для 8-й степени точности находим кзин = 1,4.
в) По данным, приведенным на стр. 307, принимая ф = 0,7 и симметричное расположение колес относительно опор, имеем
кКНЦ = 1,1 (1 - ф) + ф = 1,1 (1 -0,7) + 0,7 = 1,03.
г) Коэффициент нагрузки
к = коииккиц = 1,4-1,03 = 1,44.
д) Контактные напряжения по формуле (160)
= 31600 /Tn \ (i + ir _ 31 600 і/ *5 , дд<з+!)*"_
Л; |/ |«т jp Ь 504-3 V 66,7 125 —
= 14,7 кГ/см2.
Так как рабочие напряжения превышают допускаемые всего лишь на 2,1%, то результат является удовлетворительным,
