Входные данные:
- частота вращения шестерни =58,44 об/мин;
- номинальный вращающий момент на шестерне =2730670 Н·мм;
- частота вращения колеса =58,44 об/мин;
- номинальный вращающий момент на колесе =2676750 Н·мм;
- передаточное число =1.
Назначение уровня твердости и вида термической обработки зубчатых колес
Предъявляемые требования к габаритам передачи для привода шнеков-смесителей при типе производства - единичное: не жесткие.
В соответствии с предъявляемыми требованиями принимаем: вид термической обработки - улучшение; твердость поверхности зуба HB200...320; предел изгибной прочности =360...570 МПа.
Приближенное определение модуля передачи
Значение модуля определяем из условия обеспечения изгибной прочности зубьев при усредненных параметрах передачи:
,
где - предварительные допускаемые напряжения при расчете зубьев на изгибную прочность,
, для нереверсивных передач.
Принимаем =465 МПа.
= 465/2 = 232,5 МПа.
= 7,96 мм.
Принимаем =8 мм.
Выбор материала зубчатых колес, определение допустимых напряжений
Для выбор марки стали необходимо иметь следующую дополнительную информацию.
Предварительно определяем диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
=20;
=8(20+2)=176 мм;
=20·1=20;
=8(20+2)=176 мм;
Принимаем способ получения заготовки:
для шестерни - поковка;
для колеса - поковка.
Предварительно определяем ширину шестерни и колеса:
=(8...12)8=64...96 мм.
Принимаем =80 мм.
Определяем конструктивное исполнение шестерни
,
где T - вращающий момент на валу шестерни, Т=2730670 Н·мм;
- допускаемые напряжения при кручении, предварительно принимаем =20 МПа;
= 88,05 мм.
Принимаем =90 мм.
При =176/90=1,96<2, шестерня изготовляется монолитно с валом (вал-шестерня).
= 176/2=88 мм;
= 8·8=64 мм;
Назначаем марку стали и вид термической обработки с учетом принятых значений предельных напряжений , а также механические свойства материала с учетом толщины размера сечения S проектируемых зубчатых колес:
для шестерни
материал - сталь 40Х;
термообработка - улучшение;
твердость - HB250...280;
(механические свойства материала:)
предел прочности =900 МПа;
предел текучести =750 МПа;
предел контактной выносливости =600 МПа;
предел изгибной выносливости =480 МПа.
для колеса
материал - сталь 40Х;
термообработка - улучшение;
твердость - HB250...280;
(механические свойства материала:)
=900 МПа; =750 МПа; =600 МПа; =480 МПа.
Определяем допустимые напряжения при расчете на изгибную прочность
Для шестерни:
,
где - предел изгибной выносливости материала зубчатого колеса, =480 МПа;
- допустимый коэффициент запаса прочности по изгибным напряжениям, для вида ТО - улучшение =1,7;
- коэффициент, который учитывает характер изменения напряжений изгиба в реверсивных и нереверсивных передачах. В нашем случае =1,
- коэффициент долговечности, который учитывает повышение предельных напряжений при числе циклов нагружения меньших базового,
1,
где q=6 (улучшение приводит к однородной структуре материала);
=4 - базовое число циклов нагружений;
- эквивалентное число циклов нагружений;
,
где n - частота вращения зубчатого колеса;
- срок службы передачи;
- коэффициент эквивалентности нагрузки;
,
где - относительное время действия момента за расчетный термин службы ;
- число часов работы передачи при крутящем моменте .
==0,328;
=60·58,44·24395·0,328=28,06· циклов;
=0,72.
Принимаем =1.
= 282,35 МПа.
Для колеса:
=480 МПа; =1; q=6 (улучшение приводит к однородной структуре материала); =4.
==0,328;
=60·58,44·24395·0,328=28,06· циклов;
=0,72.
Принимаем =1.
= 282,35 МПа.
Определяем допустимые напряжения при расчете на контактную прочность
Для шестерни:
,
где - предел контактной выносливости материала зубчатого колеса, =600 МПа;
- допустимый коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям, для вида ТО - улучшение =1,1;
- коэффициент долговечности, который учитывает повышение предельных напряжений при числе циклов нагружения меньших базового,
1,
- базовое число циклов нагружений, при твердости материала HB265 =23 циклов;
- эквивалентное число циклов нагружений;
,
где n - частота вращения зубчатого колеса;
- срок службы передачи;
- коэффициент эквивалентности нагрузки;
,
где - относительное время действия момента за расчетный термин службы ;
- число часов работы передачи при крутящем моменте .
==0,535;
=60·58,44·24395·0,535=45,76· циклов;
=0,89.
Принимаем =1.
= 545,45 МПа.
Для колеса:
=600 МПа; =1,1 (для вида ТО - улучшение); =23 циклов (при твердости материала HB265);
==0,535;
=60·58,44·24395·0,535=45,76· циклов;
=0,89.
Принимаем =1.
= 545,45 МПа.
Проектировочный расчет передачи на контактную прочность зубьев
Межосевое расстояние
,
где C=310 (для прямозубых колес);
K - коэффициент нагрузки, предварительно принимаем K=1,6 с последующим уточнением;
- коэффициент ширины колеса, принимаем =0,25.
=353,75 мм.
Округляем межосевое расстояние до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =360 мм.
Определяем ширину колеса
=0,25·360=90 мм.
Округляем ширину колеса до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =90 мм.
Определяем ширину шестерни
= + 5 мм = 90+5=95 мм.
Округляем ширину шестерни до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =95 мм.
Модуль передачи определяем конструктивно
=(3,6...7,2) мм.
Округляем модуль согласно ГОСТ 9563-60 [2, с.16, табл.2.4] m=6 мм.
Определяем числа зубьев
суммарное число зубьев
= = 120 - целое число, число зубьев шестерни
= 60, принимаем =60
число зубьев колеса
= - = 120-60=60.
Уточняем передаточное число
= =1.
Определяем основные геометрические размеры зубчатых колес
Диаметры основных и делительных окружностей
= 6·60 = 360 мм;
= 6·60 = 360 мм;
Диаметры окружностей впадин
= 360-2,5·6=345 мм;
= 360-2,5·6=345 мм;
Диаметры окружностей выступов
= 360+2·6=372 мм;
= 360+2·6=372 мм.
Дата: 2019-12-22, просмотров: 211.
