Проектирование колеса тихоходной ступени механической передачи привода для центробежной свеклорезки СЦБ-16М

СОДЕРЖАНИЕ

Введение…………………………………………………………………………4
1 Энергетический и кинематический расчет привода…………………5
1.1 Выбор электродвигателя………………………………………………..5
1.2 Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням…………………………………………………………………………5
1.3 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах……………………………………………….6
2 Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи…………..8
3 Проектирование тихоходного колеса…………………………………17
Литература…………………………………………………………………...19

Проектирование колеса тихоходной ступени механической передачи привода для центробежной свеклорезки СЦБ-16М

Эквивалентное число циклов нагружения Nне определяется по зависимости
Nне = 60·n·tΣ , (2.6)
где n – частота вращения, об/мин;
В случае получения Nне > Nно , ZN = 1.
Результаты расчетов сводим в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 – Расчет передачи на контактную прочность
Шестерня
Колесо
σнlim =2 · HВ + 70 =
=2·300+70=670МПа
[σ]но = σ нlim*ZR*Zv / Sн=
=670 · 0,95· 1 / 1,2 = 530,4МПа
Nно =HB 3=300 3=2,7·10 7
Nне = 60· 1410· 10950=9,2· 10 8
Nне > Nно , ZN = 1
[σ]н=530,4МПа
σнlim =2 · HВ + 70 =
=2·265+70=600МПа
[σ]но = σ нlim*ZR*Zv / Sн=
=600 · 0,95· 1 / 1,2 = 475МПа
Nно =HB 3=265 3=2,7·10 7
Nне = 60· 251,8· 10950=1,9· 10 7
[σ]н=475·1,06=503,5МПа
2.4 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
Допускаемые напряжения на изгиб определяют для шестерни и колеса отдельно
[σ]F = [σ]FO ·YA ·YN, (2.7)
где [σ]F – допускаемое напряжение на изгиб для колеса первой ступени, МПа;
[σ]FO – базовое допускаемое напряжение изгиба при нереверсивной нагрузке для колеса первой ступени, МПа;
YA – коэффициент, вводимый при двустороннем приложении нагрузки; YA =1 – односторонняя нагрузка;
YN – коэффициент долговечности.
Базовые допускаемые напряжения на изгиб [σ]FO определяются по формуле
[σ]FO = σ Flim · YR·Yx·Yδ / SF, (2.8)
где σ Flim – предел выносливости, определяемый на зубьях при отнулевом цикле, МПа;
YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности: при зубофрезеровании и шлифовании с Rz = 40 мкм
YR = 1;
Yx – коэффициент размеров (при проектном расчете Yx = 1);
SF - коэффициент запаса прочности, SF = 1,7.
Предел выносливости для колеса после улучшения
σFlim=1,75HB [1].
Коэффициент долговечности YN определится по формуле
, (2.9)
где NFO – базовое число циклов нагружения, NFO = 4·10 6 ;
NFE – эквивалентное число циклов нагружения;
m – показатель степени кривой выносливости,
m =9 –при закалке ТВЧ, цементации; m =6 –при улучшении.
Эквивалентное число циклов нагружения NFE определяется по выражению
NFE = 60·n·tΣ , (2.10)
В случае получения NFE > NFO , YN = 1.
Результаты расчетов сводим в таблицу 2.2
Таблица 2.2 – Расчет передачи на изгибную прочность
Шестерня
Колесо
σFlim=1,75·300=525МПа
[σ]FO = 525 · 0,95·1·1/1,7=308,8МПа
NFE=60·1410·10950=9,2· 10 8
NFE > NFO , YN = 1
[σ]F =308,8МПа
σFlim=1,75·265=463,8МПа
[σ]FO = 463,8 · 0,95·1·1/1,7=259,2МПа
NFE=60·251,8·10950=3,15·10 7
NFE > NFO , YN = 1
[σ]F =259,2МПа
2.5 Определение межосевого расстояния
, (2.11)
где Ка – вспомогательный коэффициент, для косозубых колес
Ка = 410;
Кн – коэффициент нагрузки;
φа – коэффициент ширины.
Для предварительных расчетов допускается принимать Кн = 1,4 [1].
Коэффициент ширины, принимаем φа =0,25 [1].
Подставляя значения в выражение (2.11) получаем
.
Назначаем конструктивно аw = 140мм.
2.6 Определение модуля передачи
Для зубчатых колес при твердости зубьев <350HB модуль назначают
mп = (0,01 - 0,02) · a w , (2.12)
Подставляя межосевое расстояние получим
mп = (0,01 – 0,02) · 140 = 1,4 – 2,8мм.
Назначаем mп = 2 мм по ГОСТ 9563-80.
2.7. Определение суммарного числа зубьев
ZΣ =2 аw· / m ; (2.13)
Подставляя значения в выражение (2.22) получаем
ZΣ = 2 ·140 / 2 =140.
2.8 Определение числа зубьев шестерни
Z1 = ZΣ / (U +1) ; (2.14)
Подставляя суммарное число зубьев ZΣ =140 и передаточное число
U =5,6 получим
Z1 = 140 / (5,6+1) = 21,2.
Назначаем Z1 = 21.
2.9. Определение числа зубьев колеса
Z2 = ZΣ - Z1 ; (2.15)
Подставляя суммарное число зубьев ZΣ = 140 и число зубьев шестерни Z1 = 21, получим
Z2 = 140 –21 = 119.
2.10. Определение геометрических размеров колес
Таблица 2.3 – Геометрические размеры колес
Параметр
Геометрические зависимости
Числовые значения
Делительные
диаметры d1, d2
d1 = mп · Z1
d2 = mп · Z2
d1=2 · 21=42мм
d2=2 · 119=238мм
Начальные
диаметры dw1, dw2
dw1 = d1
dw2 = d2
dw1 =42мм
dw2 = 238мм
Диаметры вершин
зубьев dа1, dа2
dа1 = d1 + 2 mп
dа2 = d2 + 2 mп
dа1 =42 +4=46мм
dа2 =238 +4=242мм
Диаметры впадин
зубьев df1, df2
df1 =d1-2,5mn
df2= d2 –2,5mn
df1 =42 – 5=37мм
df2=238 –5=233мм
Ширина колеса b2
b2 = φа · аw
b2 = 0,25 · 140=35мм
b2 =35мм