Редуктор цилиндрический одноступенчатый привода ленточного транспортера

3. Расчет цилиндрической передачи

3.1. Выбор материалов  зубчатых передач. Определение  допускаемых напряжений

3.1.1. Определение твердости,  термообработки и материалов  зубчатой передачи

По рекомендациям табл.3.1 [1] принимаем  для изготовления шестерни и колеса сталь 40Х со следующими механическими характеристиками:

- шестерня: твёрдость  269…302 , термообработка – улучшение, предельный диаметр заготовки мм (табл.3.2, с.50 [1]).

• колесо: твёрдость , термообработка – улучшение, предельная ширина  заготовки мм (табл.3.2, с.50 [1]).

Средняя твёрдость зубьев шестерни и колеса

,

.

3.1.2. Определение допускаемых  контактных напряжений

Наработка за весь срок службы

• колеса циклов,
• шестерня циклов.

Число циклов перемены напряжений , соответствующее пределу выносливости, находим по табл.3.3 [1] интерполированием:

циклов, циклов.

Так как  и , то коэффициенты долговечности и .

Допускаемое контактное напряжение, соответствующее числу циклов перемены напряжений :

• для шестерни МПа,
• для колеса МПа.

Допускаемое контактное напряжение:

• для шестерни МПа,
• для колеса МПа.

Так проектируемая передача косозубая, то расчет ведём по среднему значению допускаемых контактных напряжений

 МПа.

При этом условие  МПа соблюдается.

3.1.3. Определение допускаемого напряжения изгиба

Наработка за весь срок службы:

• колеса циклов,
• шестерня циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для обоих колёс.

Так как и , то коэффициенты долговечности и .

Допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений :

• для шестерни МПа,
• для колеса МПа.

Допускаемые напряжения изгиба

• для шестерни МПа,
• для колеса МПа.

3.2. Проектный расчет передачи

3.2.1. Межосевое расстояние

;

где - коэффициент межосевого расстояния, для косозубых колес [1, с. 58];

U - передаточное число передачи;

=0,315 - коэффициент ширины колеса

=1- коэффициент концентрации  нагрузки (с.59 [1]).

Тогда

 мм.

Принимаем межосевое  расстояние согласно СТ СЭВ229-75 125 мм (ряд 1).

3.2.2. Принимаем предварительно число зубьев шестерни 24, модуль передачи, при предварительно назначенном угле наклона зубьев

 мм,

принимаем m=2 мм.

Суммарное число зубьев

Принимаем 123.

Уточняем число зубьев шестерни

принимаем z₁=24. Тогда

 принимаем z₂=76.

Уточняем угол наклона  зубьев

, .

3.2.3. Основные размеры колес (рис. 3.1):

Рис. 3.1. Основные размеры зубчатых колес.

 

делительные диаметры:

- шестерни 

мм;

• колеса мм;

- диаметры окружностей  вершин  и впадин зубьев :

шестерни

 мм;

 мм;

колеса

 мм;

 мм.

ширина колеса мм, принимаем b₂=40 мм;

ширина шестерни 40+5=45 мм.

3.2.4. Зададимся степенью точности в зависимости от окружной скорости колеса:

 м/с.

Принимаем по табл. 4.2 (с. 62 [1]) 9-ю степень точности.

 

3.3. Проверочный расчет передачи

3.3.1. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение колес:

.

1,11 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых колес, (рис.4.2 ),

1,01 - коэффициент динамической  нагрузки (табл.4.3, с.62 [1]);

1 - коэффициент концентрации  нагрузки для данной схемы;

- окружная сила в зацеплении:

 H.

Тогда

 МПа 637,9 МПа.

Недогрузка 

.

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

 

3.3.2. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

.

Для данной схемы  1 (с. 63 [1]).

Значение коэффициента принимаем 1,04 (табл.4.3, с.62 [1]).

Коэффициент, учитывающий  распределение нагрузки между зубьями  (с.63 ).

Коэффициент формы зуба принимаем по табл.4.4 [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев

,           3,8,

,        .

Коэффициент учитывающий  наклон зуба

.

Напряжение изгиба:

 МПа.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

 МПа.

Напряжение изгиба МПа МПа и 76,3 МПа МПа следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечена.