Расчет зубчатых колес редуктора - Привод ленточного транспортера

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл. 3.3) [1, с.34]: для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость HB 230; для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - HB 200 [1, с.34].

Допускаемые контактные напряжения

Где H lim b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [1, с.34] для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев менее HB 350 и термообработкой (улучшением)

H lim b=2HB+70;

KHL- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL=1; [sН]=1.1 [1, с.33].

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

[H]=0.45([H1]+ [H2]);

Для шестерни

МПа;

Для колеса

428 МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[Н]=0.45(482+428)=410 МПа.

Требуемое условие [Н] 1.23[Н2] выполнено.

Коэффициент, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны ременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1 [1, c.32], как в случае несимметричного расположения колес, значение КН=1.25.

Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

[1, c.36].

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм,

Где для прямозубых колес КА=49.5, а передаточное число нашего редуктора u = uP = 4.

Близкое значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aW = 200 мм [1, c.36].

Модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

M=(0.010.02)aW=(0.010.02)200 =24 мм;

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 4 мм [1, c.36].

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

z2=z1U=204 = 80; z1+z2 = 20 + 80 = 100.

Принимаем z1=20; z2 = 80.

Передаточное число редуктора не изменится и станет равным

т. е. совпадает с номинальным значением.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

мм;

Проверка:

мм;

Диаметры вершин зубьев:

DA1=d1+2m=80.00+24=88.00 мм;

DA2=d2+2m=320.00+24=328.00 мм;

Ширина колеса

B2=BaAW=0.2200 = 40 мм;

Ширина шестерни

B1= b2+6 мм = 46 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с.

При такой скорости следует принять 9-ю степень точности [1, c.32].

Коэффициент нагрузки

KH=KHKH KHV.

Значения KH даны в табл. 3.5 [1, c.39]; при Bd=0.58, твердости НВ350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведущего вала от ременной передачи KH=1.14.

При расчете прямозубых передач на контактную выносливость коэффициент распределения нагрузки KH = 1.

По табл. 3.6 [1, c.40] для прямозубых колес при V5 м/с имеем KHV= 1.12.

Таким образом,

KH = 1.1411.12 = 1.28.

Проверка контактных напряжений по формуле Герца:

H Н/мм2,

Что меньше [Н] = 410 МПа.

Расчет считается удовлетворительным, если

Что менее допускаемой недогрузки в 15% [1, c.62].

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная

FT= H;

Радиальная

FR = Н.

Здесь =20 угол зацепления в нормальном сечении.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки

KF= KF KFV [1, c.42].

По табл. 3.7 [1, c.43] при Bd=0.58, твердости HB350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KF=1.08. По табл. 3.8 [1, c.43] KFV=1.50. Таким образом, коэффициент KF=1.081.50=1.62; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев ZV:

У шестерни 20;

У колеса 80. Тогда

YF1=4.07 и YF2=3.6 [1, c.42].

Допускаемое напряжение