детали машин. детали машин 2. Рис Схема привода Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений

• Название: Рис Схема привода Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений
• Анкор: детали машин
• Дата: 30.11.2020
• Размер: 61.98 Kb.
• Имя файла: детали машин 2.docx
• Тип: Документы; #155361

Исходные данные: схема привода ленточного конвейера (рисунок 1), необходимое тяговое (окружное) усилие на барабане . Срок службы привода – 5 лет. Режим работы пятидневный, двухсменный, средний равновероятный. Привод нереверсивный, степень точности изготовления колёс – 6-я. Допускается кратковременная 2-кратная перегрузка. Частоты вращения шестерни и колеса: , Передаточное отношение равно 2. Вращающие моменты на валах шестерни и колеса , соответственно.



Рис.1. Схема привода

1. 
   Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений.
   

Т Для изготовления колеса и шестерни выбираем сталь 40Х.

Назначаем термообработку:

• 
  Для колеса – улучшение до 230…260 НВ;
  
• 
  Для шестерни – азотирование поверхности зубьев до твердости поверхности 50…59 HRC (твёрдость сердцевины зуба 26…30 HRC).
  

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле
, (1)

где – предел контактной выносливости зубьев, МПа; – коэффициент долговечности; – коэффициент безопасности.

Принимаем ; .

Предел контактной выносливости :

Для шестерни

.

Для колеса


Коэффициент долговечности

, (2)

Где – базовое число циклов; – эквивалентное число циклов.
Находим базовое число циклов :

(3)
Базовое число циклов определяем, предварительно найдя среднее значение в единицах по Рокуэллу:

(4)

Так как 54,5 HRC = 540 HB, то:


Расчёт работы передачи в часах

(5)
где – количество рабочих дней в году; – количество смен; L – срок службы.
Эквивалентное число циклов для шестерни

, (6)

Где – коэффициент режима работы; с – количество колёс, находящихся в зацеплении с данным колесом(шестерней).

Для колеса

. (7)
Вычисляем коэффициенты долговечности для шестерни и колеса:

; .

Принимаем и .
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

835,99 МПа;

460 МПа.

Найдём среднее допускаемое напряжение:

(8)

Принимаем
Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле

, (9)

Где – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба. МПа; – коэффициент безопасности; – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки; – коэффициент долговечности.
Предел выносливости по напряжениям изгиба :

Для шестерни



Где – средняя твёрдость сердцевины шестерни, в данном случае:

. (10)
Тогда

.
,

Где – среднее значение твёрдости сердцевины колеса в единицах Бринелля.
Коэффициент долговечности определяем по формуле

, (11)

Где – базовое число циклов; – эквивалентное число циклов; – показатель степени, зависящий от термообработки (здесь для шестерни и для колеса ).

Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба для шестерни

, (12)

Где – коэффициент режима работы для шестерни при действии напряжений изгиба. Здесь – для шестерни; – для колеса.

Эквивалентное число циклов для колеса

, (13)
Коэффициенты долговечности для шестерни и колеса

;

Принимаем ; ; .
; .
Для шестерни

Для колеса
Максимальные допускаемы напряжения изгиба

, (14)

Где – максимальная величина коэффициента долговечности; – коэффициент учёта частоты приложения пиковой нагрузки.

При твёрдости поверхности колёс НВ>350 = 2,5, .

При твёрдости поверхности колёс НВ≤350 = 4, .

Таким образом, для шестерни и колеса

;

;

2. 
   Проектный расчёт цилиндрической косозубой передачи
   

Принимаем

Коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра

. (16)
Максимально допустимое не превышено.

Выбираем

, (31)
Где С – коэффициент твёрдости и типа зубьев, С=0,25; – степень точности изготовления колёс, ; – допускаемое значение , для косозубых передач =1,6.



Определяем межосевое расстояние:



160 мм

Определяем ширину зубчатых колёс:

(17)
Принимаем ширину колеса . Ширину колеса увеличиваем, .

Модуль передачи (в нормальном сечении) принимаем по формуле

, (18)
Где – коэффициент модуля.

Принимаем . Тогда

.

Принимаем стандартный модуль =1.25 мм.

Находим суммарное число зубьев по формуле:





Определим число зубьев шестерни и колеса:

;



z₂=z- .

Уточняем передаточное число:

(23)
Определяем геометрические параметры передачи, необходимые для проверочного расчёта. Делительные диаметры шестерни и колеса:

d₁=m* =1.25*86=107.5 мм

d₂=m* =1.25*170=212.5 мм

1. 
   Проверочные расчёты цилиндрической прямозубой передачи
   

Выполняем проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям. Условие прочности записываем следующим образом:

(26)
Где – момент на шестерне; – коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям; – модуль упругости, для стальных зубчатых колёс – коэффициент расчётной нагрузки.

Рассчитываем коэффициент перекрытия коэффициенты перекрытия. Для нефланкированных передач без смещения коэффициент торцового перекрытия

(27)

Коэффициент расчётной нагрузки

, (30)
Где – коэффициент распределения нагрузки между зубьями; =1,05; – коэффициент динамической нагрузки.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями находи по формуле

, (31)
Где С – коэффициент твёрдости и типа зубьев, С=0,25; – степень точности изготовления колёс, ; – допускаемое значение , для косозубых передач =1,6.



Для определения коэффициента динамической нагрузки необходимо знать окружную скорость .

. (32)
Принимаем .

Тогда


Таким образом

(33)

Условие прочности выполняется. Недогрузка составляет:

(34)

Недогрузка является допустимой, так как не превышает .
Выполняем проверочный расчёт прочности передачи по напряжениям изгиба:

, (35)
Где – окружная сила; – коэффициент расчётной нагрузки по напряжениям изгиба; – коэффициент формы зуба; – коэффициент повышения прочности прямозубых передач по напряжениям изгиба.

;

;
Выбираем коэффициент формы зуб

;

(36)


При нулевом суммарном смещении для шестерни 3,76; для колеса Для шестерни и для колеса находим отношение .
. (37)
Дальнейший расчёт ведём по колесу, т.к данное соотношение меньше. То есть принимаем

Коэффициент повышения прочности прямозубых передач по напряжениям изгиба

=1,12. (38)
Коэффициент расчётной нагрузки по напряжениям изгиба определяется

, (39)
Где – коэффициент распределения нагрузки между зубьями; – коэффициент концентрации нагрузки; – коэффициент динамической нагрузки.

Принимаем ; .

Таким образом


По формуле 35 напряжения изгиба



Изгибная прочность передачи обеспечена. Недогрузка составляет:

(34)

Недогрузка является допустимой, так как не превышает .
Выполняем проверочный расчёт на заданную перегрузку. Согласно исходным данным допускается трёхкратная перегрузка ( ).

Тогда максимальные контактные напряжения

(40)
Максимальные напряжения изгиба по передаче (по наиболее слабому элементу - колесу)

(41)
Так как выполняются оба условия – прочность при перегрузках обеспечена.

Определяем недостающие геометрические параметры для построения чертежа шестерни и колеса.

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса соответственно

; (42)

, (43)

Где - коэффициент высоты головки зуба, ; – коэффициент уравнительного смещения, определяемый по ГОСТ 16532-70 ( для передач с колёсами без смещения, ).

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса соответственно

; (44)

; (45)

Где - коэффициент радиального зазора, .

Таблица. Параметры зубчатой передачи

Параметр	Шестерня 1	Колесо 2
Число зубьев z	54	106
Модуль	1.68
Фактическое передаточное число	1.96
Угол наклона зубьев
Делительный диаметр d, мм	104	212
Диаметр вершин , мм	108	216
Диаметр впадин , мм	99	207
Ширина зубчатого венца , мм	50	42
Коэффициент смещения х	0	0
Межосевое расстояние , мм	160