Материалы для шестерни и колеса

При работе открытой зубчатой тихоходной передачи на поверхности зуба возникают контактные деформации, а в основании зуба изгибные.

При действии контактных деформаций на поверхности зуба может наступить выкрашивание, а от действия изгибных деформаций в основании зуба может появиться трещина.

Принимаем материал: легированная сталь 45, термообработка улучшение; твердость поверхности зубьев колеса НВ₁ = 208; твердость поверхности зубьев шестерни НВ₂= 186.

 

4.6.3 Допускаемые напряжения на изгиб

Допускаемые напряжения изгиба, МПа,

,

где - предел выносливости зубьев при изгибе при базовом числе циклов перемены напряжений;

- коэффициент долговечности, для открытых передач из-за повышенного износа принимают = 1;

- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев, для зубьев с нешлифованной переходной поверхностью зуба = 1;

- коэффициент, учитывающий влияние упрочнения деформационного и электрохимического, при отсутствии деформационного и электрохимического упрочнения =1;

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, при одностороннем приложении нагрузки = 1;

- коэффициент безопасности, =1,76.

Пределы изгибной выносливости:

Для шестерни:

(4.6.3.1)

МПа

Для колеса:

(4.6.3.2)

МПа

Тогда,

МПа

МПа.

 

Коэффициенты формы зуба:

Шестерни: при Z₁=20

Колеса: при Z₂= 61

Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб:

Шестерни: = МПа

Колеса: = МПа

Расчет передачи необходимо вести по шестерне, зубья которой менее прочны на изгиб.

 

Принимаем расчетные коэффициенты:

1. Коэффициент ширины венца колеса

2. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки

 

 

4. 6.4 Определение модуля зацепления

 

Модуль зубьев из условия прочности зубьев шестерни на изгиб

, (4.6.4.1)

где -крутящий момент на валу шестерни, Нм

- коэффициент, учитывающий уменьшение момента сопротивления опасного сечения зуба из-за износа, примем =1,25, так как привод шаровой мельницы работает без значительных динамических нагрузок и степень износа не оговорена;

= 213,6*10⁶ Па.

мм

По ГОСТ 9563-60 принимаем модуль = 3,5мм.

4.6.5 Основные геометрические размеры передачи:

а) Диаметр делительных окружностей:

(4.6.5.1)

мм

(4.6.5.2)

мм

Межосевое расстояние:

(4.6.5.7)

Корректируем числа зубьев шестерни и колеса

,

 

Принимаем = 19, = 80-19 = 61.

Уточняем передаточное отношение

Отклонение передаточного отношения составило:

Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительных окружностей, мм

шестерни: мм

колеса: мм.

 

Диаметры окружностей вершин зубьев:

(4.6.5.3)

шестерни: мм

колеса: мм.

 

Диаметры окружностей впадин зубьев:

(4.6.5.4)

 

шестерни: мм

колеса: мм

 

Ширина венца

Колеса: (4.6.5.8)

мм

Шестерни:

(4.6.5.9)

мм

 

4.6.6 Силовые параметры передачи

 

Окружная скорость зубчатых колес:

 

(4.6.6.1)

м/с

Принимаем 9 степень точности зубчатого зацепления.

 

Силы зацепления зубчатых колес

Окружная сила:

(4.6.7.1)

Н

Радиальная сила:

(4.6.7.2)

Н

 

Проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба в основании ножек зуба

Шестерни:

(4.6.8.1)

; ; ;

Н/мм²

Колеса:

 

Н/мм²

 

Прочность зубьев обеспечена.

4.6 Расчет и конструирование деталей редуктора

Предварительный расчет валов

 

Исходными данными для расчета являются крутящие моменты на валах и основные размеры передач. Расчет ведут на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр ведущего вала редуктора ,мм

; (4.7.1.1)

где Н/мм² – допускаемое напряжение на кручение;

Т – вращающий момент рассчитываемого вала, Нмм;

d - диаметр выходного конца ведущего вала, мм.

Допускаемое касательное напряжение выбирают низким с учетом того, что кроме кручения вал работает на изгиб, а так же в целях получения вала не только прочного, но и жесткого. Меньшее значение касательного напряжения в указанном диапазоне берут для быстроходных валов, большие для тихоходных.

мм;

мм;

Диаметры валов под подшипниками , мм

; (4.7.1.2)

мм;

мм;

Диаметр вала под колесом , мм

; (4.7.1.3)

мм;

Диаметр буртика ,мм

; (4.7.1.4)

мм.

Рисунок 5 – Ведущий вал – шестерня редуктора

Рисунок 6 – Ведомый вал редуктора