«Детали машин» (стр. 2 из 5)

- число заходов червяка =2;

- число зубьев червячного колеса =56.

Выбор материалов для изготовления червячного колеса и червяка

Ориентировочное значение скорости скольжения между зубьями червячного колеса и витками червяка

= = 15,08 м/с.

Так как предварительный расчет показал значительное отличие ориентировочного значения скорости скольжения от фактического принимаем = 18,87 м/с.

Назначаем материал червяка и червячного колеса исходя из ориентировочного значения скорости скольжения между зубьями червячного колеса и витками червяка:

для червяка

материал - сталь 45;

термообработка - закалка ТВЧ;

твердость - HRC48...53.

для червячного колеса

материал - Бр010Ф1;

способ отливки - в песок;

(механические свойства материала червячного колеса, соответствующие твердости червяка и характеристикам передачи:)

предел прочности =180 МПа; [2, c.28, табл.4.4]

предел текучести =100 МПа; [2, c.28, табл.4.4]

условное допустимое контактное напряжение =160 МПа; [2, c.26, табл.4.2]

условное допустимое изгибное напряжение для нереверсивных передач =50 МПа; [2, c.28, табл.4.4]

условное допустимое изгибное напряжение для реверсивных передач =36 МПа; [2, c.28, табл.4.4]

предельное допустимое напряжение при кратковременных перегрузках =100 МПа. [2, c.28, табл.4.5]

Определение допустимых напряжений материала червячного колеса

Допустимые напряжения при расчете на контактную прочность

где - условное допустимое напряжение при расчете на контактную прочность =160 МПа;

- коэффициент долговечности.

Коэффициент эквивалентного нагружения

,

где - относительное время действия момента за расчетный термин службы ;

- число часов работы передачи при крутящем моменте .

==0,45;

=60·2945·24395·0,45=6,93· циклов;

=0,79.

Принимаем =0,79.

= 126,4 МПа.

Допустимые напряжения при расчете на изгибную прочность

где , - условные допустимые напряжения при расчете на изгибную прочность (при базовом числе циклов ) для нереверсивных и реверсивных передач соответственно =50 МПа, =36 МПа;

- коэффициент долговечности.

Коэффициент эквивалентного нагружения

,

==0,217;

=60·105,18·24395·0,217=33,41· циклов;

=0,68.

Принимаем =0,68.

= 34 МПа.

Определение расчетной нагрузки

Расчетная нагрузка определяется умножением номинальной нагрузки на коэффициент нагрузки К:

…………….

3.2 Проектировочный 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,

1,

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,

1,

- 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 =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.

3.3 Проектировочный расчет цилиндрической прямозубой передачи z5-z6

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: