Детали машин - часть 10

 

 
 

3

2

d

d

a

w

 

[1, c.116, 

c.117] 

(

)

(

)

=

+

=

+

=

2

36

21

4

2

2

1

z

z

m

a

w

 

= 114 мм 

144

36

4

2

2

=

⋅

=

= mz

d

мм 

372

93

4

3

3

=

⋅

=

= mz

d

мм 

Уточне-

ние 

разме-

ров 

2.3   Проверка на выносливость по контактным напряже-

ниям 

[3, (4.42)] 

(

)

(

)

=

⋅

+

⋅

⋅

⋅

=

+

π

=

60

1

714

,

1

1000

14

,

3

114

2

60

1

2

1

1

u

n

a

V

w

 

       = 4,4 м/с 

Поправ-

ка на 

K

HV

 не 

требует-

ся [3, 

табл. 

4.11] 

ПРОДОЛЖЕНИЕ ТАБЛ. 14 

 

О

пределяе

-

мый

 пара

-

метр

Использо-

ванная ли-

тература 

Численное значение 

Примеч

ание 

н

σ

 

[3, (4.42)] 















⋅

⋅

+

⋅

+

=

=













+

+

=

σ

3

15

,

1

10

520

45

1

714

,

1

714

,

1

114

1

714

,

1

315

1

1

315

3

2

1

1

1

c

K

T

b

u

u

a

u

c

p

w

w

H

= 484 МПа

[ ]

518

=

σ

≤

H

МПа 

Кон-

тактная 

вынос-

ливость 
обеспеч

ена 

2.4   Проверочный расчет по напряжениям изгиба 

K

FL 

[2, (3.14)] 

K

FL 

= 1 

По ус-
ловиям 
работы 

N > 10

8

 

Y

F 

[3, табл. 

4.13] 

Y

F 

= 3,74 

 

α

F

K

 

[3, c.92] 

1

=

α

F

K

 

 

β

F

K

 

[3, (4.32)] 

04

,

1

=

β

F

K

 

X = 1 

K

FV

 

[3, табл. 

4.12] 

K

FV  

= 1,55 

 

F

t 

2

2

2

d

T

F

t

=

 

H

5639

144

10

406

2

2

3

2

2

=

⋅

⋅

=

=

d

T

F

t

 

 

F

F

S

0

2

lim

σ

  [3, табл. 4.6] 

458

250

8

,

1

~

8

,

1

2

lim

=

⋅

=

=

σ

B

H

o

F

МПа 

75

,

1

=

F

S

 

 

]

[

2

F

σ

 

[3, (4.24)] 

262

75

,

1

458

]

[

2

lim

2

=

=

σ

=

σ

F

o

F

F

S

МПа 

 

 

 
 

2

F

σ

 

[3, (5.44)] 

=

⋅

⋅

⋅

⋅

⋅

⋅

⋅

⋅

=

=

=

σ

3

4

45

15

,

1

55

,

1

1

1

5639

74

,

3

8

,

0

8

,

0

2

2

mc

b

K

K

K

F

Y

w

C

F

FD

t

F

F

 

    = 58 МПа

[ ]

262

2

=

σ

≤

F

МПа 

Проч-

ность по 

напря-

жениям 

изгиба 

обеспеч

ена 

ПРОДОЛЖЕНИЕ ТАБЛ. 14 

 

О

пределяе

-

мый

 пара

-

метр

Использо-

ванная ли-

тература 

Численное значение 

Примеч

ание 

2.5   Проверка на перегрузку по контактным напряжениям 

]

[

max

H

σ

  [3,табл. 4.6] 

=

⋅

=

σ

=

σ

640

8

,

2

8

,

2

]

[

т

max

H

 1792 

МПа 

=

σ

т

  

= 675 
МПа 

[3. табл. 

4.5] 

max

H

σ

 

[3, (4.43)] 

=

⋅

⋅

=

σ

=

σ

1

1

2

,

1

484

2

max

НD

п

H

H

K

T

T

 

= 581 МПа 

[

]

1792

max

=

σ

≤

H

МПа 

Условие 
статиче-

ской 

прочно-

сти при 

пере-

грузке 

выпол-

няется 

2.6   Проверка на перегрузку по напряжениям изгиба 

]

[

max

F

σ

 

[3, табл. 4.6] 

=

⋅

=

=

σ

250

7

,

2

~

7

,

2

]

[

max

B

H

F

 

        = 675 МПа 

 

max

F

σ

 

[3, (4.57)] 

=

⋅

=

σ

=

σ

1

1

2

,

1

58

2

2

max

FL

п

F

F

K

T

T

 

= 69,6 МПа

[

]

650

max

=

σ

≤

F

 МПа

Запас 

статиче-

ской 

прочно-

сти при 

пере-

грузке 

имеется

 
3   Разработка сборочного чертежа планетарного редуктора [3, 7, 9, 15]. Сборочный чертеж плане-

тарного редуктора показан в прил. 22. 

Пример 6.  Произвести  полный  расчет  зацепления  червячного  редуктора  приводной  станции 

цепного конвейера. Схема привода и график его нагрузки показаны на рис. 24. 
Д а н о: 

t

F

 = 1500 Н – окружное 

усилие 

на 

звездочке; v

зв 

=  

= 0,607 м/с – окружная скорость на делительной окружности звездочки; z = 15 – число зубьев тяговой 
звездочки; t = 63 – шаг цепи; число звездочек – 2; срок службы – 10 лет; работа по 7 ч в сутки. 

 

Рис. 24   Схема приво-

да и график нагрузки: 

1 – 

электродвигатель;

 

2 – 

муфта; 

3 – 

червяк;

 

4 – 

колесо; 

5 – 

корпус;

 

 

 
 

 

 

 
 
 

1   Кинематический и энергетический расчеты. 

 

1.1 

 Определим мощность на валу со звездочками 

785

,

1

1000

607

,

0

1500

2

1000

2

зв

зв

=

⋅

⋅

=

=

v

F

P

t

 кВт. 

1.2   Рассчитаем потребную мощность [1, 3] электродвигателя 

49

,

2

96

,

0

1

8

,

0

98

,

0

785

,

1

2

3

цп

2

м

чз

3

п

зв

дв

=

⋅

⋅

⋅

=

η

η

η

η

=

P

P

 кВт, 

где 

п

η

 – кпд пары подшипников; 

м

η

 – кпд муфты; 

чз

η

 – кпд червячного зацепления; 

зв

η

 – кпд цепной 

передачи. 

1.3   Подбираем электродвигатель (прил. 7, 8): 
Типоразмер 

4А112МА6УЗ. 

Р

дв 

= 

Р

1 

= 3 кВт; 

частота 

вращения  

(с учетом скольжения): 

960

1

дв

=

= n

n

мин

-1

; Т

max

/T

н

 = 2,2; Т

п

/T

н 

= 1,8. 

48

,

100

30

960

30

1

1

=

⋅

π

=

π

=

ω

n

с

–1

. 

1.4   Рассчитаем частоту вращения вала со звездочками: 

55

,

38

63

15

607

,

0

1000

60

v

1000

60

зв

2

=

⋅

⋅

⋅

=

⋅

=

zt

n

мин

–1

; 

03

,

4

30

55

,

38

2

=

⋅

π

=

ω

 с

–1

. 

1.5   Рассчитаем передаточное число редуктора 

9

,

24

55

,

38

960

2

1

=

=

=

n

n

u

. 

Вращающие моменты на валах: 

78

,

24

48

,

100

1000

49

,

2

1

1

1

=

⋅

=

ω

=

P

T

Н·м = 24780 Н·мм; 

62

,

493

8

,

0

9

,

24

78

,

24

чз

1

2

=

⋅

⋅

=

η

= u

T

T

 Н·м = 493620 Н·мм. 

 

2   Расчет зацепления  [16] 

 

2.1   Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. 
Червяк: Сталь 40Х, закаленная до HRC 45 … 55, червяк шлифованный. 

 

 
 

Колесо: венец – бронза БрАЖ9-4Л (литье в землю), ступица – чугун СЧ15-32. 
В первом приближении оцениваем скорость скольжения: 

41

,

3

62

,

493

960

10

5

,

4

10

5

,

4

v

3

4

3

2

1

4

ск

=

⋅

⋅

=

⋅

=

−

−

T

n

 м/с. 

По  таблице 10.11 [16] выбираем  допускаемые  напряжения 

[ ]

180

=

σ

H

  МПа,  по  табл. 10.10 

200

т

=

σ

МПа. 

Допускаемые напряжения изгиба для бронзовых червячных колес при работе зубьев обеими сторо-

нами (при реверсе): 

[

]

9

6

в

1

10

16

,

0

FE

F

N

σ

=

σ

−

, 

где 

500

в

=

σ

 МПа – предел прочности бронзы БрАЖ 9-4Л [1]; N

FE

 – эквивалентное число циклов нагру-

жений: 

∑

=

⋅

⋅

⋅

+

⋅

⋅

⋅

⋅

=













=

)

10

360

3

7

,

0

10

360

4

1

(

55

,

38

60

60

9

9

9

2

2

hi

i

FE

L

T

T

n

N

 

            

6

10

34

⋅

=

, 

[

]

МПа

4

,

54

10

34

10

500

16

,

0

9

6

6

1

=

⋅

⋅

=

σ

− F

. 

2.2   Рассчитаем числа зубьев, выберем относительный диаметр и межосевое расстояние. Задаемся 

числом заходов червяка z

1

 = 2, тогда число зубьев колеса: z

1

 = 2·24,9 ≈ 50 > 28 – подрезания нет. Задаем-

ся относительным диаметром червяка по табл. 10.1 [16] q = 10. 

Коэффициент нагрузки: 

υ

β

⋅

=

H

H

H

K

K

K

, 

β

H

K

 – коэффициент неравномерности нагрузки: 

(

)

19

,

1

1

86

50

1

1

1

3

3

2

=

⋅













+

=

−













θ

+

=

β

x

z

K

H

, 

где 

θ

 = 86 – коэффициент деформации червяка (табл. 10.6); х = 0 коэффициент смещения инструмента; 

υ

H

K

 – коэффициент динамической нагрузки. 

Назначаем 8-ю степень точности передачи (по ст СЭВ 311–76), и учитывая ранее принятое значение 

скорости скольжения 

41

,

3

v

ск

=

м/с, назначаем 

υ

H

K

= 1,2. Тогда коэффициент нагрузки: 

42

,

1

2

,

1

19

,

1

=

⋅

=

=

υ

β H

H

H

K

K

K

 

Рассчитываем межосевое расстояние: 

[ ]

=

























σ













+

=

3

2

2

2

2

170

1

H

H

w

K

T

q

z

q

z

a

 

34

,

174

42

,

1

10

62

,

493

10

50

180

170

1

10

50

3

3

2

=

⋅

⋅

























⋅













+

=

 мм. 

Определяем модуль зацепления 

(

)

(

)

8

,

5

50

10

5

,

0

34

,

174

5

,

0

2

=

+

=

+

=

z

q

a

m

w

 мм. 

По табл. 10.2 [16] подбираем наиболее близкие к расчетным значения величин q и m. Принимаем m = 

6,  q = 10, z

1

 = 2, z

2

 = 50, U = 50/2 = 25. Отклонение  передаточного  отношения  от  требуемого  равно: 

%

4

,

0

100

25

9

,

24

25

=

⋅

−

=

∆u

. Допускаемое отклонение 

%

)

4

...

2

(

]

[

=

∆u

. 

Окончательно имеем: