3.2Проектировочный расчет цилиндрической косозубой передачи z3-z4
Входные данные:
- частота вращения шестерни =105,18 об/мин;
- номинальный вращающий момент на шестерне =3093550 Н·мм;
- частота вращения колеса =58,44 об/мин;
- номинальный вращающий момент на колесе =5454610 Н·мм;
- передаточное число =1,8.
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 - нормализация; твердость поверхности зуба HB160...200; предел изгибной прочности =280...360 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 =320 МПа.
= 320/2 = 160 МПа.
= 7,52 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;
=20·1,8=36;
=8(36+2)=304 мм;
Принимаем способ получения заготовки:
для шестерни - поковка;
для колеса - поковка.
Предварительно определяем ширину шестерни и колеса:
=(12...15)8=96...120 мм.
Принимаем =110 мм.
Определяем конструктивное исполнение шестерни
,
где T - вращающий момент на валу шестерни, Т=3093550 Н·мм;
- допускаемые напряжения при кручении, предварительно принимаем =20 МПа;
= 91,79 мм.
Принимаем =95 мм.
При =176/95=1,85<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 50Л;
термообработка - нормализация;
твердость - HB160...210;
(механические свойства материала:)
предел прочности =600 МПа;
предел текучести =400 МПа;
предел контактной выносливости =440 МПа;
предел изгибной выносливости =330 МПа.
для колеса
материал - сталь 50Л;
термообработка - нормализация;
твердость - HB160...210;
(механические свойства материала:)
=600 МПа; =400 МПа; =440 МПа; =330 МПа.
Определяем допустимые напряжения при расчете на изгибную прочность
Для шестерни:
,
где - предел изгибной выносливости материала зубчатого колеса, =330 МПа;
- допустимый коэффициент запаса прочности по изгибным напряжениям, для вида ТО - нормализация =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,
³1,
где q=6 (нормализация 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;
=60·105,18·24395·0,328=50,5· циклов;
=0,66.
Принимаем =1.
= 194,12 МПа.
Для колеса:
=330 МПа; =1; q=6 (нормализация приводит к однородной структуре материала); =4.
==0,328;
=60·58,44·24395·0,328=28,06· циклов;
=0,72.
Принимаем =1.
= 194,12 МПа.
Определяем допустимые напряжения при расчете на контактную прочность
Для шестерни:
,
где - предел контактной выносливости материала зубчатого колеса, =440 МПа;
- допустимый коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям, для вида ТО - нормализация =1,1;
- коэффициент долговечности, который учитывает повышение предельных напряжений при числе циклов нагружения меньших базового,
³1,
- базовое число циклов нагружений, при твердости материала HB185 =10 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;
=60·105,18·24395·0,535=82,36· циклов;
=0,7.
Принимаем =1.
= 400 МПа.
Для колеса:
=440 МПа; =1,1 (для вида ТО - нормализация); =10 циклов (при твердости материала HB185);
==0,535;
=60·58,44·24395·0,535=45,76· циклов;
=0,78.
Принимаем =1.
= 400 МПа.
Проектировочный расчет передачи на контактную прочность зубьев
Межосевое расстояние
,
где C=270 (для косозубых колес);
K - коэффициент нагрузки, предварительно принимаем K=1,7 с последующим уточнением;
- коэффициент ширины колеса, принимаем =0,315.
=449,59 мм.
Округляем межосевое расстояние до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =450 мм.
Определяем ширину колеса
=0,315·450=141,75 мм.
Округляем ширину колеса до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =150 мм.
Определяем ширину шестерни
= + 5 мм = 150+5=155 мм.
Округляем ширину шестерни до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =160 мм.
Модуль передачи определяем конструктивно
=(4,5...9) мм.
Округляем модуль согласно ГОСТ 9563-60 [2, с.16, табл.2.4] =6 мм.
Определяем числа зубьев
суммарное число зубьев
принимаем b=13°
= = 146,16, принимаем =146
число зубьев шестерни
= 52,1, принимаем =52
число зубьев колеса
= - = 146-52=94.
Уточняем передаточное число
= =1,81.
Уточняем угол наклона зубьев
= arccos 0,9733=13,27°=13°16'0''
Определяем основные геометрические размеры зубчатых колес
Диаметры основных и делительных окружностей
= = 320,559 мм;
= = 579,472 мм;
Диаметры окружностей впадин
= 320,559-2,5·6=305,559 мм;
= 579,472-2,5·6=564,472 мм;
Диаметры окружностей выступов
= 320,559+2·6=332,559 мм;
= 579,472+2·6=591,472 мм.