Рассчитать косозубую передачу одноступенчатого цилиндрического редуктора скребкового конвейера (рис. 6.12 и 6.15). Вращающий момент на валу шестерни (Нм) при частоте вращения (мин) (см. решение задачи 6.1).Передаточное число u = 8 (ориентировочно). Заданный ресурс передачи (ч) (примерно три года при двухсменной работе). Передача нереверсивная (работа зубьев одной стороной). Типовой режим нагружения I (тяжелый). Расположение зубчатых колес относительно опор симметричное [24].
.
981075-254000
Рис. 6.15. Редуктор цилиндрический одноступенчатый (Ц-130-4.89):
1 – корпус; 2 – крышка корпуса; 3 – крышка смотрового люка с отдушиной, окантованная с двух сторон привулканизированной резиной; 4 – фильтр из тонкой проволоки; 5 – установочный штифт конический; 6 – пробка маслослива; 7 – уплотняющая прокладка (кольцо) из маслостойкой резины; 8 – маслоуказатель; 9 – крышка подшипников закладная; 10 – компенсаторное кольцо; 11 – манжетное уплотнение.
Решение
А. Проектировочный расчет.
1. Материал шестерни и колеса. Желая получить небольшие размеры редуктора, выбираем для изготовления зубчатых колес сталь марки 40ХН (табл. 12.1) [24] с термообработкой:
для шестерни – улучшение поковки НВ) и закалки зуба ТВЧ до твердости на поверхности зуба HRC при диаметре заготовки мм;
для колеса – улучшение поковки НВ) в предположении, что наибольшая толщина сечения заготовки колеса мм.
Находим:
Способ получения заготовки колес – поковка.
2. Ориентировочное значение межосевого расстояния определяем по формуле (13.17) [18] при К = 8:
мм.
Окружная скорость зубчатых колес по формуле (13.18) [24]:
(м/с).
3. Допускаемые контактные напряжения (§12.5) [24]:
По табл.12.8 интерполированием находим базовое число циклов напряжений, соответствующее перелому кривой усталости (пределу выносливости):
для шестерни
для колеса
Число циклов нагружения зубьев за все время работы при по формуле (12.2) [24]:
шестерни
колеса
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле (12.1) [24], значение коэффициента – по табл. 12.2 [24]:
шестерни
колеса .
Так как и то по условию формулы (12.11) [24] принимаем коэффициенты долговечности:и .
В предположении параметра шероховатости сопряженных поверхностей зубьев принимаем (§12.5) [24].
По табл.12.9 [24] принимаем значение коэффициента . Коэффициент запаса прочности (§12.5) [24] для улучшенных колес , для шестерни (закалка ТВЧ)
По формуле табл. 12.7 [24] определяем пределы контактной выносливости:
для шестерни ( Н/мм);
для колеса (Н/мм).
Допускаемые контактные напряжения по формуле (12.10) [24]:
для шестерни (Н/мм);
для колеса (Н/мм).
Допускаемые контактные напряжения для расчета цилиндрической передачи с прямыми зубьями по формуле (12.12) [24]: (Н/мм)
.
При этом условие (Н/мм) выдержано.
4. Допускаемые напряжения изгиба (§12.5) [24]:
Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости зубьев при изгибе, .
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле (12.1) [24], значение коэффициента принимаем по табл.12.2 [24]: для шестерни при (закалка зубьев ТВЧ) для колеса при (для термообработки – улучшение)
шестерни
колеса .
Так как и , то по условию формулы (12.14) [24] принимаем коэффициенты долговечности ;. Пологая шероховатость переходной поверхности между зубьями при зубофрезеровании с высотой микронеровности мкм, принимаем и . При нереверсивной работе .
Для кованной заготовки . Принимаем коэффициент запаса прочности (§12.5) [24].
По табл.12.10 [24] определяем пределы выносливости зубьев при изгибе:
для шестерни, предполагая, что (Н/мм);
для колеса (Н/мм).
Допускаемые напряжения изгиба по формуле (12.13) [24]:
для шестерни (Н/мм);
для колеса (Н/мм).
5. Коэффициенты нагрузки (§12.4) [24]:
По табл.11.2 [24], ориентируясь на передачи общего машиностроения, назначаем 8-ую степень точности передачи. Затем по табл. 12.5 и 12.6 [24], интерполируя, получаем
.
Принимаем коэффициент ширины венца для симметрично расположенного относительно опор колеса: (§13.4) [24].
По формуле 12.6 [24]
По табл. 12.3 [24] выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы:(для зубчатого колеса с меньшей твердостью).
Значение коэффициента находим по табл.12.4 [24] для зубчатого колеса. Тогда значение после приработки зубьев по формуле (12.7) [24]:
Значение коэффициента находим по формуле (12.9) [24], приняв
Для принятой твердости поверхностей зубьев шестерни HRC и колеса НВ по формуле (12.5) [24] находим значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями для принятой 8-ой степени точности:
что не соответствует условию формулы (12.5) [24]
Задать вопрос
на новый заказ в Автор24.
