Проектирование привода смесителя (крутящий момент на выходном валу привода - 4000 Н×м)

результат получился меньше единицы, то принимаем K_HL = 1;

Для колеса:

так как результат получился меньше единицы, то принимаем K_HL = 1.

Расчетаем допускаемые контактные напряжения [s_H]:

Для шестерни:

Для колеса:

4.2.2 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба найдем по формуле

Для шестерни:

Для колеса:

 – коэффициент долговечности,

где N_FO – базовое число циклов (для всех сталей  N_FO = 4×10⁶ ),

      N_FЕ – эквивалентное число циклов (N_FЕ = N_НЕ ).

Для шестерни:N_FE =98,3 × 10⁶

Для колеса:N_FE =35,11 × 10⁶

Рассчитаем коэффициент долговечности K_FL:

Для шестерни:

так как результат получился меньше единицы, то принимаем К_FL = 1;

Для колеса:

так как результат получился меньше единицы, то принимаем К_FL = 1;

Расчетаем допускаемые напряжения изгиба [s_F]:

Для шестерни:

Для колеса:

5. Расчет геометрических параметров передач

5.1 Первая цилиндрическая прямозубая передача (Быстроходная ступень)

рис.5 Кинематическая схема цилиндрической передачи

Принимаем значения коэффициентов: 

y_ba= 0,25 – ширины венца (для быстроходной ступени);

K_Hb =1,06 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

K_HV =1,05 – динамической нагрузки.

Межосевое расстояние, а_wБ найдем по формуле:

Принимаем по стандарту,  а_wБ = 315 мм.

Нормальный модуль 

m_nБ= (0,01…0,02)× а_wБ= (0,01…0,02)× 315 = 3,15…6,3 мм.

По стандарту принимаем m_nБ = 3,5 мм.

Число зубьев

суммарное   

шестерни:    

колеса:         

Основные размеры шестерни и колеса

диаметр шестерни                                d₁ = z₁× m_nБ = 36 × 3,5 = 126  мм;

диаметр колеса                                     d₂ = z₂× m_nБ = 144 × 3,5 = 504 мм;

диаметр выступов шестерни:              d_a1 = d₁ + 2 × m_nБ =126 + 2 × 3,5 = 133мм;

диаметр выступов колеса:                   d_a2 = d₂ + 2 × m_nБ = 504 + 2 × 3,5 = 511мм;

диаметр впадин шестерни:                  d_f1 = d₁ – 2,5 × m_nБ =126 – 2,5 × 3,5 = 117,25мм;

диаметр впадин колеса:                       d_f2 = d₂ - 2,5 × m_nБ = 504 - 2,5 × 3,5 = 495,25мм.

ширина колеса:                                      b₂= y_ba× а_wБ= 0,25 × 315 = 78,75 мм;

ширина шестерни:                                 b₁= b₂+5 =70 + 5 = 83,75мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:         

Окружная скорость колес быстроходной ступени:   

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

Проверим параметры передачи по контактным напряжениям:

Принимаем значения коэффициентов: 

K_Hb =1,06 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

K_HV =1,05 – динамической нагрузки.

Подставив все известные значения, получим:

- условие выполняется.

Расчетные напряжения не превышают допустимые.

Проверим параметры передачи по напряжениям изгиба:

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

Y_F = 3,80 (при z₁ =36) – для шестерни;

Y_F = 3,60 (при z₂ =144) – для колеса.

Расчет выполняем по тому из колёс пары, у которого меньше :

Найденное отношение меньшее для шестерни. Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев шестерни.

Окружное усилие: 

(Т₂ – вращающий момент на валу шестерни);

Принимаем значения коэффициентов: 

K_Fb =1,38 - коэффициент концентрации;

K_FV =1,25 – коэффициент динамичности;

Подставив все известные значения, получим:

- условие выполняется.

Расчетные напряжения изгиба не превышают допускаемые.

5.2 Вторая цилиндрическая прямозубая передача (Тихоходная  ступень)

Принимаем значения коэффициентов: 

y_ba= 0,4 – ширины венца (для тихоходной ступени);

K_Hb =1,06 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

K_HV =1,05 – динамической нагрузки.

Межосевое расстояние, а_wБ найдем по формуле:

Принимаем по стандарту,  а_wТ = 355 мм.

Нормальный модуль 

m_nТ= (0,01…0,02)× а_wБ= (0,01…0,02)× 355 = 3,55…7,1 мм.

По стандарту принимаем m_nТ = 5мм.

Число зубьев

суммарное  

шестерни:   

колеса:        

Основные размеры шестерни и колеса

диаметр шестерни                                d₃ = z₃× m_nТ = 37 × 5 = 185  мм;

диаметр колеса                                     d₄ = z₄× m_nТ = 105 × 5 = 525 мм;

диаметр выступов шестерни:              d_a3 = d₃ + 2 × m_nТ =185 + 2 × 5 = 195 мм;

диаметр выступов колеса:                   d_a4 = d₄ + 2 × m_nТ = 525 + 2 × 5 = 535 мм;

диаметр впадин шестерни:                  d_f3 = d₃ – 2,5 × m_nТ =185 – 2,5 × 5 = 172,5 мм;

диаметр впадин колеса:                       d_f4 = d₄ - 2,5 × m_nТ = 525 -  2,5 × 5 = 512,5 мм.

ширина колеса:                                      b₄= y_ba× а_wБ= 0,4 × 355 = 142 мм;

ширина шестерни:                                 b₃= b₄+ 10 =142 + 10 = 152мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:        

Окружная скорость колес тихоходной ступени:  

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

Проверим параметры передачи по контактным напряжениям:

Принимаем значения коэффициентов: 

K_Hb =1,06 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

K_HV =1,05 – динамической нагрузки.

Подставив все известные значения, получим:

- условие выполняется.

Расчетные напряжения не превышают допустимые.

Проверим параметры передачи по напряжениям изгиба:

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

Y_F = 3,80 (при z₃ =37) – для шестерни;

Y_F = 3,60 (при z₄ =105) – для колеса.

Расчет выполняем по тому из колёс пары, у которого меньше :

Найденное отношение меньшее для шестерни. Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев шестерни.

Окружное усилие: 

                                                     (Т₃ – вращающий момент на валу шестерни);

Принимаем значения коэффициентов: 

K_Fb =1,38 - коэффициент концентрации;

K_FV =1,25 – коэффициент динамичности;

Подставив все известные значения, получим:

- условие выполняется.

Расчетные напряжения изгиба не превышают допускаемые.

6. Проектный  расчет валов

Быстроходный вал

Рассчитаем допускаемые напряжения кручения:

где      n = 1,5 - коэффициент запаса прочности;

            k = 1,5 - коэффициент концентрации напряжения;

            s_-1= 0,43 · s_b  = 0,43 × 645 = 277,35 МПа – предел выносливости стали при симметричном   

            цикле изгиба;

            σ_b=645 МПа –  предел прочности для стали 55.

Приближенно оцениваем минимальный диаметр вала при [τ] = 71,49 МПа:

По ГОСТ 6636-69 округляем до ближайшего значения минимальный диаметр d = 32 мм;

Длина выходного конца вала l = 1,5 × d = 1,5 ×32 = 48мм;

Значение диаметра под подшипник принимаем равный d_п = 45 мм;

Диаметр под ведущей шестерней d_k1 = 50мм;

Диаметр буртика: d_Б = d_п + 10 = 45 + 10 = 55мм.

Промежуточный вал

У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр вала под шестерней.

Приближенно оцениваем диаметр вала при [τ] = 71,49 МПа:

По ГОСТ 6636-69 округляем до ближайшего значения диаметр под шестерней, d_к3 = 55 мм;

Диаметр вала под зубчатое колесо принимаем d_k2 = 55мм;

Значение диаметра под подшипник принимаем равный d_п = 50 мм.

Диаметр буртика: d_Б = d_п + 10 = 50 + 10 = 60мм.

Тихоходный  вал

Приближенно оцениваем диаметр вала при [τ] = 71,49 МПа:

По ГОСТ 6636-69 округляем до ближайшего значения минимальный диаметр d = 70 мм;

Длина выходного конца вала l = 1,5 × d = 1,5 ×70 = 105мм;

Значение диаметра под подшипник принимаем равный