Реферат Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Детали машин»
Скачать 271.18 Kb.
|
| ^ 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: =20; =8(20+2)=176 мм; =20·1=20; =8(20+2)=176 мм; Принимаем способ получения заготовки: для шестерни - поковка; для колеса - поковка. Предварительно определяем ширину шестерни и колеса: =(8...12)8=64...96 мм. Принимаем =80 мм. Определяем конструктивное исполнение шестерни , где T - вращающий момент на валу шестерни, Т=2730670 Н·мм; - допускаемые напряжения при кручении, предварительно принимаем =20 МПа; = 88,05 мм. Принимаем =90 мм. При =176/90=1,96<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 40Х; термообработка - улучшение; твердость - HB250...280; (механические свойства материала:) предел прочности =900 МПа; предел текучести =750 МПа; предел контактной выносливости =600 МПа; предел изгибной выносливости =480 МПа. для колеса материал - сталь 40Х; термообработка - улучшение; твердость - HB250...280; (механические свойства материала:) =900 МПа; =750 МПа; =600 МПа; =480 МПа. Определяем допустимые напряжения при расчете на изгибную прочность Для шестерни: , где - предел изгибной выносливости материала зубчатого колеса, =480 МПа; - допустимый коэффициент запаса прочности по изгибным напряжениям, для вида ТО - улучшение =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 (улучшение 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; =60·58,44·24395·0,328=28,06· циклов; =0,72. Принимаем =1. = 282,35 МПа. Для колеса: =480 МПа; =1; q=6 (улучшение приводит к однородной структуре материала); =4. ==0,328; =60·58,44·24395·0,328=28,06· циклов; =0,72. Принимаем =1. = 282,35 МПа. Определяем допустимые напряжения при расчете на контактную прочность Для шестерни: , где - предел контактной выносливости материала зубчатого колеса, =600 МПа; - допустимый коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям, для вида ТО - улучшение =1,1; - коэффициент долговечности, который учитывает повышение предельных напряжений при числе циклов нагружения меньших базового, ³1, - базовое число циклов нагружений, при твердости материала HB265 =23 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; =60·58,44·24395·0,535=45,76· циклов; =0,89. Принимаем =1. = 545,45 МПа. Для колеса: =600 МПа; =1,1 (для вида ТО - улучшение); =23 циклов (при твердости материала HB265); ==0,535; =60·58,44·24395·0,535=45,76· циклов; =0,89. Принимаем =1. = 545,45 МПа. Проектировочный расчет передачи на контактную прочность зубьев Межосевое расстояние , где C=310 (для прямозубых колес); K - коэффициент нагрузки, предварительно принимаем K=1,6 с последующим уточнением; - коэффициент ширины колеса, принимаем =0,25. =353,75 мм. Округляем межосевое расстояние до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =360 мм. Определяем ширину колеса =0,25·360=90 мм. Округляем ширину колеса до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =90 мм. Определяем ширину шестерни = + 5 мм = 90+5=95 мм. Округляем ширину шестерни до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =95 мм. Модуль передачи определяем конструктивно =(3,6...7,2) мм. Округляем модуль согласно ГОСТ 9563-60 [2, с.16, табл.2.4] m=6 мм. Определяем числа зубьев суммарное число зубьев = = 120 - целое число, число зубьев шестерни = 60, принимаем =60 число зубьев колеса = - = 120-60=60. Уточняем передаточное число = =1. Определяем основные геометрические размеры зубчатых колес  Диаметры основных и делительных окружностей = 6·60 = 360 мм; = 6·60 = 360 мм; Диаметры окружностей впадин = 360-2,5·6=345 мм; = 360-2,5·6=345 мм; Диаметры окружностей выступов = 360+2·6=372 мм; = 360+2·6=372 мм. |
