Расчёт передач на прочность

5.4 Расчёт передач на прочность

5.4.1 Расчёт зубчатой передачи

Исходные данные:

1)  передаваемый зубчатым венцом вращающий момент - Tз = 112057 Н.м;

2)  передаточное число передачи Uз.п. = 8,78;

3)  работа непрерывная, при временных перегрузках до 20%

Проектный расчёт

Так как передача укрыта кожухом, проектный расчёт ведём на контактную выносливость зубьев в последовательности, рекомендованной (3) - С. 35-46.

Определяем межосевое расстояние передачи:

где Ка = 49,5 - для прямозубых передач;

Кнβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; Кнβ = 1... 1,15; принимаем Кнβ = 1,15 по ГОСТ 2185-69;

ψва - коэффициент ширины зубчатого венца; ψва=в/А; принимаем ψва= 0,125;

[δ]н - допускаемое контактное напряжение, МПа;

δHeimb - предел контактный выносливости при базовом числе циклов;

KHL - коэффициент долговечности; KHL = 1;

[Sн] - коэффициент безопасности; [Sн] = 1,2.

Принимаем для изготовления подвенцовой шестерни сталь 45

ГОСТ 1050-88, имеющую δТ= 340 МПа, δв = 690 МПа, средняя твёрдость 200 НВ, термообработка улучшение, а для зубчатого венца - сталь 45Л ГОСТ 1050-88, δв = 520 МПа, δt = 290 МПа, средняя твёрдость - 180 НВ, термообработка - нормализация ((3) - С.34, табл. 3.3.). Для выбранных сталей находим:

Принимаем аω = 2500 мм по ГОСТ 2185-76

Определяем модуль: m = (0,01..0,02) аω = 2500 ×(0,01..0,02) = 25..50 мм;

принимаем m = 25 мм по ГОСТ 2185-76.

Определяем числа зубьев (суммарное , шестерни зубчатого венца)',

принимаем Z1 = 20; Z2 = ZΣ – Z1 = 200 - 20 = 180;

- уточняем межосевое расстояние:

аω = 0,5 ZΣ × m = 0,5 × 200 × 25 = 2500 мм - оно не изменилось;

- уточняем передаточное число:

увеличение Uз.п. составляет:

что допустимо.

Вычисляем параметры шестерни и зубчатого венца:

1) делительные диаметры – d1 (шестерни) = m × Z1 = 25 × 20 = 500 мм;

- d2 (зубчатого венца) = m × Z2 = 25 × 180 = 4500 мм;

2) наружные диаметры – da1 = d1+ 2m = 500 + 2 × 25 = 550 мм;

-da2 = d2 + 2m = 4500 + 2 × 25 = 4550 мм;

3) диаметр впадины – df1 = d1 - 2,5m = 500 - 2,5 × 25 = 437,5 мм;

- df2 = d2 - 2,5m = 4500 - 2,5 × 25 = 4437,5 мм;

4) ширину – b1 = b2 +15 мм = 315 +15 мм = 330 мм;

- b2 = аω × ψва = 2500 × 0,125 = 312,5 мм; принимаем b2= 315 мм

Определяем силы в зацеплении зубьев:

1) окружная

2) радиальная Fr = Ft × tg 20° = 49,8 × 10³ × 0,364 = 18,1×10³Н; Определяем окружную скорость:

По vокр назначаем 8-ю степень точности передачи b1=330ММ

Определяем расчётные контактные напряжения зубьев:

где Zh - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления; Zh = 1,76;

Zε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; Zε= 0,9;

Кн - коэффициент нагрузки; Кн = Кнα × Кнβ × Кнγ × Кнδ ; (3) - С. 32;

Кнα - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; Кнα = 1,06; (3) - С. 39, табл. 3.4;

Кнβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; зависит от ψвd = b2 = 315 = 0,07; Кнβ = 1; (3) - С. 39, табл. 3.5; d2 4500

Кнγ - динамический коэффициент, Кнγ= 1,05; (3) - С. 40, табл. 3.6;

Уточняем допускаемые напряжения на контактную выносливость зубьев:

где δHeimb 2 = 390 МПа; КHL = 1; [Sн] = 1,2.

Zr- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых

поверхностей; Zr= 0,9 - для 8-ой степени точности;

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости на контактную прочность зубьев; Zv = 1 ; (3) - С. 40.

Kl - коэффициент, учитывающий влияние смазочного материала на контактную прочность зубьев; Kl = 1;

Кхн - коэффициент, учитывающий влияние размеров зубчатого венца;

Контактная прочность зубьев обеспечена.

Проверочный расчёт зубьев передачи на выносливость при изгибе

Определяем допускаемое напряжение на изгиб:

где δFeim - предел выносливости при эквивалентном числе циклов, МПа;

δFeim = δ°Feim ×KFa ×KFd × KFc×KFL; (3) - C.44

KFa - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев; KFa= 1;

KFd - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения и электрохимической обработки переходной поверхности; KFd = 1;

KFc - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

KFc=1;

KFL - коэффициент долговечности; KFL = 1;

δ°Feim - предел выносливости при отнулевом цикле напряжений, соответствующий их базовому числу;

δ°Feim1 = 1,8 НВ = 1,8 × 180 = 324 МПа - для зубчатого венца;

δ°Feim2 = 1,8 × 200 = 360 МПа - для шестерни;

δFeim2 = 324 × 1 × 1 × 1=324 МПа - для зубчатого венца;

δFeim1= 360 × 1 × 1 × 1= 360 МПа - для шестерни;

Ys - коэффициент, учитывающий градиент напряжений, зависящий от модуля; интерполируя получаем –

Yr - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности; Yri = Yr2 =1;

KxF2 - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

[Sf] - коэффициент безопасности; [Sf] = [<Sf]' x [Sf]"; (3) - C.43; [iSf]' - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств зубчатых колёс;

[Sf]' = 1,75; (3) - С.45, табл. 3.9;

[Sf]"2 - коэффициент, учитывающий влияние на изгибную выносливость способа получения заготовки; [Sf]" =1,3 - для литых заготовок;

Определим отношение [δf]1/ Y1 - для шестерни и [δf]2 /Y2 для зубчатого венца; где Y1 и Y 2 -коэффициенты, учитывающие форму зуба; Y1 - 4,09; Y2=3,6;

- расчёт зубьев на изгиб ведём по зубчатому венцу.

Определяем расчётные напряжения изгиба:

KF2 - коэффициент нагрузки; KF2= KFβ × Kfv; (3) - C.42;

KFβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки, зависит от Хво = b2/d2= =315/4500 = 0,07; KFβ =l.

Kfv - динамический коэффициент; Kfv = 1,25; Kf2 = 1 × 1,25 = 1,25.

Выносливость зубьев на изгиб обеспечена, т. к. δf2 = 28,5 МПа < [δf]2 = 44,6 МПа.

Похожие работы

Проект реконструкции отделения "белой фильтрации" для ЗАО "Крымский Титан"

Скачать

144506

3

25

... внизу. Фильтрат из распределительной головки выводится в вакуум-сборники 8. После разгрузки фильтровальная ткань промывается и просушивается [(4) стр. 72 ]. 2. Описание технологической схемы фильтрации   Белая фильтрация предназначена для отделения гидратированной двуокиси титана (ГДТ) от гидролизной кислоты и отмывки ГДТ от хромофорных примесей путем фильтрования на листовых вакуум-фильтрах в ...

Технология ремонта центробежных насосов и теплообменных аппаратов цеха НПЗ ОАО "Салаватнефтеоргсинтез"

Скачать

104402

14

0

... Рабочие колеса не должны иметь износа лопаток и дисков от коррозии и эрозии более 25% от их номинальной толщины. Изгиб лопаток не допускается. 4.2.2 Ведомость дефектов на ремонт центробежного насоса Таблица 4.3 - Ведомость дефектов на ремонт насоса Наименование узлов и деталей подлежащих ремонту Характер неисправности Метод устранения Необходимые материалы Наименование Кол-во Ед. ...

Направления экономии материальных ресурсов на промышленном предприятии

Скачать

56812

2

1

... конечном счете, повышению эффективности деятельности промышленных предприятий и предприятий сферы обращения. Реализация эффективной программы экономии материальных ресурсов на промышленном предприятии, прежде всего, обусловлено наличием грамотно организованной и систематически функционирующей системы анализа их использования. 1.3. Методика анализа использования материальных ресурсов   Одним ...

Тепловое оборудование для горячего цеха предприятия общественного питания

Скачать

23033

4

0

... ввода коммуникаций учтены рекомендуемые расстояния точек ввода до краев оборудования. На монтажный план нанесено только монтируемое тепловое, холодильное, механическое и вспомогательное оборудования. На предприятиях общественного питания обычно принимают четырехпроводные электрические сети, имеющие напряжение 380В, реже 220В. Передача электроэнергии от трансформатора к электрическим приемникам ...