Проектирование привода перегружателя, страница 3

Для прямозубой зубчатой пары принимаем следующие материалы:

- шестерня – сталь 40Х с термической обработкой поверхностная закалка до твердости HRC 45-50, =920МПа, =790МПа;

         - зубчатое колесо – сталь 45 улучшенная до твердости HB 180-350, =790МПа,            =640МПа.

4.2 Определение допускаемых контактных напряжений шестерни  и колеса

,

где-предел контактной выносливости,

-  для шестерни : =17*+200=17*47,5+200=1007,5 МПа;

-  для колеса (=264,5): =2*HB+70=2*264,5+70=599МПа;

S_H-коэффициент безопасности,

-  для шестерни  S_H=1,2;

-  для колеса S_H=1,1.

k_HL – коэффициент долговечности,,

гдебазовое число циклов перемены напряжений,

-  для шестерни  ==90*10⁶;

-  для колеса =15*10⁶.

расчетное число циклов переменных напряжений,

-  для шестерни:

 

-  для колеса:

где  - параметры режима нагружения (по графику);

При кратковременных перегрузках максимальное допускаемое контактное напряжение:

-  для шестерни: ;

-  для колеса:  .

4.3 Допускаемые изгибные напряжения шестерни и колеса

,

где- предел контактной выносливости,

-  для шестерни

-  для колеса =1,8=1,8*265=477 МПа;

S_F - коэффициент безопасности,

-  для шестерни  S_F1=1,75-2,1, принимаем S_F1=1,95;

-  для колеса S_F2=1,75-2,0, принимаем S_F2=1,95;

k_FC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, для нереверсивных передач k_FC=1,0;

k_FL – коэффициент долговечности,,

 где базовое число циклов переменных напряжений, для всех сталей N_F0=4*10⁶;

 - расчетное число циклов переменных напряжений,

-  для шестерни==13,15*10⁶;

-  для колеса ==4,29*10⁶;

,

принимаем k_FL1=1,0.

.

принимаем k_FL2=1,0

;

.

При кратковременных перегрузках максимальное допускаемое изгибное напряжение:

-  для шестерни ;

-  для колеса .

-   

.           Межосевое расстояние из условия допустимой контактной выносливости:

            где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [табл. 3.5; стр. 39; 4].

                   – числовой коэффициент для косозубой передачи;

мм

            В соответствии с ГОСТ 2185-81 принимаем значение межосевого расстояния мм.

            Определение модуля:

            В соответствии с ГОСТ 6636-69 принимаем значения модуля .

            Расчёт количества зубьев колеса и шестерни при угле наклона зубьев :

            Конструктивно принимаем значение числа зубьев колеса и шестерни  

            Определение фактического передаточного числа  быстроходной передачи:

            X₁ = 0  и X₂ = 0по рекомендации ГОСТ 13375-81 и .

 Определение истинного угла наклона зубьев:

            Определение начальных и делительных диаметров при и :

            Определение диаметров вершин:

            Определение диаметров впадин:

,

            где  – угол профиля в торцевом сечении.

            Определение ширины зубчатого венца:

В соответствии с ГОСТ 6636-69 90

            Определение высоты зуба колеса:

h = 2,5m = 2,5 × 5,5 = 13,75 мм.

4.4 Определение скоростей и усилий, действующих в  зубчатом зацеплении

            Окружная скорость:

            Окружная сила:

            Осевая сила:

            Радиальная сила:

4.5 Проверка передачи на контактную выносливость

,

            где  – коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхности зубьев;

                  , для стальных колёс – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряжённых колёс;

                 – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

            где – коэффициент торцевого перекрытия.

            где  – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки[табл. 3.4; стр. 39; 4];

                  – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца[табл. 3.5; стр. 39; 4].

                [табл. 3.6; стр. 40; 4]

             Так как разность между  и  не превышает 10 процентов, быстроходная передача по условию контактной выносливости рассчитана верно.

3.1.6 Проверка передачи на прочность по напряжению изгиба

            где  – коэффициент, учитывающий форму зуба [стр. 42; 4];

                   – коэффициент, введённый для компенсации погрешности;

                  – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

                 S – степень точности;

                                – коэффициент нагрузки,

            где  – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба [табл. 3.7; стр. 43; 4];

                 – коэффициент, учитывающий действие динамической нагрузки [табл. 3.8; стр. 43; 4].

Так как передача по напряжению изгиба рассчитана, верно.

4.6 Сводная таблица параметров зубчатой передачи

	z1=25	z2=80	aW=300,0 мм
d1= dW1=142,86 мм	d2= dW2=457.14 мм	da1=153.86 мм	da2=468.14 мм
df1=131.86 мм	df2=446.14 мм	V=0,7 м/c	=150
bW1=100,0 мм	bW2=90,0 мм	U2=3.15	UФ=3.2
Ft=17600 H	FR=6450 H	Fx=3375	х=0

4. Расчет конической передачи

5.1 Выбор материала конического колеса и шестерни, расчёт

допускаемых напряжений изгиба

Для изготовления конического колеса и шестерни выбираем сталь 40Х (HRC=45-55, ); вид ТО – поверхностная закалка.

,

где предел изгибной выносливости при базовом числе циклов; S_F – коэффициент безопасности; К_FL –коэффициент долговечности рассчитывается с учетом базового числа нагружения N_F0,

₁=₂=550 МПа;

S_F =1,75 – для проката;

N_F01= N_F02=4×10⁶- для сталей

Коэффициент эквивалентности  нагрузки при расчете на изгибную прочность:     (при HB>350);

Расчетное число циклов для напряжений изгиба:

циклов,

=1, т.к. N_FO1,2 < N_{FE 1,2}.

.

5.2 Определение нормального модуля конической передачи

где  =1,47 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца по табл. 7.2[4],

=14,5 – вспомогательный коэффициент,

= 17 – число зубьев шестерни (задаемся),

= 4,28 – эквивалентное число зубьев по табл. 1.23[4]

- коэффициент ширины венца шестерни относительно среднего делительного диаметра,

где  - угол делительного конуса шестерни:

мм,

мм,