Реферат Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин»
Скачать 271.18 Kb.
|
| ^ 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. |
