Проектирование приводной станции к шнеку мойки агрегата комбисилосов

     Ширина  венца шестерни 

     b₁ = b₂+(3…5)= 50+(3…5) мм. 

     Принимаем b₂=50 мм, b₁=54 мм.

     Определяем  предварительно модуль 

     m'=0.02*125=2,5(3.8)

     Принимаем m=2,5 мм.

     Суммарное число зубьев колес

     

     

     z₂=z₁·u_t=26.3*2.8=73.6(3.9) 

     Окончательно  начальные диаметры зубчатых колес 

     d₁=m·z₁=2,5*26,3=65,8 мм;

     d₂=m·z₂=2,5*73,6=184 мм; 

     Расчетное межосевое расстояние 

      0,5*(65,8+184)= 125 мм.(3.10)

     

     

     Действительное  передаточное число 

     u_з.п.1=z₂/z₂=73.6/26.3=2.8 

     Проверочный расчет на контактную выносливость

     Окружная  сила в зацеплении

       Н.(3.11)

     Радиальная  сила в зацеплении

     

     Окружная  скорость в зацеплеии

       м/с.(3.12)

     Определяем  расчетное контактное напряжение

      (3.13) 

     где Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей прямых зубьев [1, стр. 44];

     

     Z_Е = 192 МПа – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес [1, стр. 44];

     Z_e  – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий прямых зубьев [1, стр. 44]

     

     

     

     Получаем

       
 

     Сравниваем  полученное значение с наименьшим из допускаемых контактных напряжений, рассчитанных выше (s_НР=391МПа). Получаем s_Н<s_НР, т.е. контактные напряжения в зацеплении не превышают допускаемых.

     Проверочный расчет на контактную прочность при  действии максимальной нагрузки 

      ,(3.18)

     где Т_max /Т_nom = 1,1 – превышение максимального момента над номинальным

     Получаем

      1820 МПа 

     Определение допускаемых напряжений изгиба при  расчете на выносливость. Определение  допускаемых напряжений при расчете  на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

     Расчетные напряжения изгиба зуба

     Предел  выносливости при изгибе [1, стр. 43] 

     s_{F lim 1} = 1.8*HB₁ = 1.8*200=360 МПа;

     s_{F lim 2} = 1.8*HB₂ = 2*185=333 МПа.

       

     Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость для шестерни и колеса соответственно: 

      =1*360/1,75=205 МПа

      =1*333/1,75=190 МПа. 

     где S_F = 1,75 – коэффициент безопасности ([1], стр. 42). 

     Напряжение  изгиба расчетное

     s_F1= 2T₂ Y_F Y_E Y_b K_F/d₁b_wm£s_FP1(3.27) 

     Коэффициент, учитывающий форму зуба 

     Y_F1= 3,9;

     Y_F2= 3,66.

     Дальнейший  расчет производим по шестерне, так  как для нее соотношение s_FP2/ Y_FS2= 205/3,9=52,7 меньше, чем для колеса [1, стр. 45]. 

     гдеY_b = 1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

     Y_e=1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

     

     

     Получаем 

     s_F1= 2*104800*3,66*1*1*1,52/65,7*50*2,5=149<205 МПа. 

     Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой 

      ,(3.28) 

     где Т_max /Т_nom = 1,1 – превышение максимального момента над номинальным

     Получаем 

     149*1,1=1 64<540 МПа.

     Геометрические  и кинематические параметры передачи сводим в табл. 3.1.

     Таблица 3.3 – Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи

     Быстроходная  передача

     Выбор материалов для изготовления шестерни и колеса

     В качестве материала для шестерни выбираем сталь 40Х, термообработка –  улучшение. Материал колеса сталь 40Х, термообработка улучшение.

     Механические  характеристики материала приведены  в табл. 3.2 ([1], стр. 43). Для шестерни будем использовать индекс 1, а для  колеса – индекс 2. 

     Таблица 3.2 – Механические характеристики материалов тихоходной передачи

 

     Для обеспечения приработки колеса и  шестерни должно выполняться условие  меньшей твердости колеса по отношению  к шестерне 

     НВ₁ = НВ₂+(15…40).(3.1)

     Получаем 

     НВ₁ - НВ₂ =250-235=15. 

     Можно считать, что материалы приработаются.

     Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

     Базовое число циклов, соответствующее пределу  выносливости для шестерни и зубчатого  колеса [1, стр. 43]:

     N_{H lim 1} 25*10⁶

     N_{H lim 2} = 25*10⁶

     

     

     Эквивалентное число циклов 

     N_{HЕ 1(2)}=60×n×c×L_h(3.2) 

     гдеn– частота вращения валов (n_п = 1440 мин^-1, n_т = 457 мин^-1);

     с = 1 – число колес, находящихся в зацеплении с расчетным,

     L_h = 5000ч – продолжительность работы передачи;

     Получаем 

     N_{HЕ 1}=60×n_п×c×L_h· =60*1440*1*5000=21,6*10⁷;

     N_{HЕ 2}=60×n_т×c×L_h =60*457*1*5000=6,85*10⁷. 

     Коэффициент долговечности 

      ,(3.3)

     Так как N_{H lim 1}< N_{HЕ 1} и N_{H lim 2}< N_{HЕ 2} то принимаем Z_N1=1, Z_N2=1.

     Предел  контактной выносливости [1, стр. 43] 

     s_{Н lim 1} = 2*HB₁+70 = 2*250+70=570 МПа;

     s_{Н lim 2} = 2*HB₂+70 = 2*235+70=540 МПа. 

     Допускаемые контактные напряжения при расчете  на выносливость для шестерни и колеса соответственно: 

      =0,9*570/1,2*1=475 МПа.(3.4)

      =0,9*540/1,1*1=490 МПа.

     

     

     где S_H = 1,1-1,2 – коэффициент безопасности ([1], стр. 42).

     Допускаемые контактные напряжения зависят от предела  текучести выбранного материала  и способа термообработки. Принимаем  для шестерни и колеса 

      .(3.5) 

     Получаем 

      =2,8*650=1820 МПа;

      =2,8*600=1556 МПа. 

     Расчетное межосевое расстояние

      ,(3.6) 

     гдеk_α=49.3 МПа – для прямозубых передач;