Привод цепного транспортера (стр. 5 из 10)

= 245 МПа; = 222 МПа.

Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:

;

.

;

.

Основные геометрические размеры зубчатой передачи.

Делительные диаметры:

;

.

;

.

Проверка:

.

Диаметры вершин зубьев:

;

мм.

;

мм.

Диаметры впадин зубьев:

;

мм.

;

мм.

Усилия, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи (составляющие силы нормального давления):

Окружное усилие:

Н.

Радиальное усилие:

Н.

Осевое усилие:

Н.

4. Проектный и проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач 1-й ступени редуктора

4.1 Предварительное значение межосевого расстояния а' передачи из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев

мм

где [sH] − расчетное допускаемое контактное напряжение для материалов зубчатой пары, МПа; [sH] = 424,4 МПа;

−предварительное значение коэффициента нагрузки, = 1,25;

− коэффициент ширины зубчатого колеса, = 0,315.

мм

Расчетную величину межосевого расстояния а' округлим до ближайшего стандартного значения а.

а1 = 140 мм.

4.2 Руководствуясь зависимостями назначается номинальный модуль зацепления m

m= (0,01…0,02) · а = (0,016…0,0315) · 140 = (1,4…2,8).

m = 2,0 мм.

4.3 Зададимся предварительным значением угла наклона линии зубьев

на делительном цилиндре в пределах

= 18

4.4 Определим суммарное число зубьев шестерни по зависимости

С учетом стандартных значений нормального модуля зацепления m, межосевого расстояния а и принятого суммарного числа зубьев

находят действительный угол наклона линии зубьев bна делительном цилиндре:

4.6 Определим ширину b4 и b3 зубчатого колеса и шестерни

b2 =

;

b2 =

.

b1 =

;

b1 =

.

4.7 Находим коэффициент осевого перекрытия

= 1,12;

= 1,12;

= 1,12.

4.8 Вычисляем числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2

;

.

Расчетные значения

и округлим до целых чисел Z1 и Z2:

Z1 = 22; Z2 = 112.

4.9 Фактическое передаточное число передачи

;

.

Это удовлетворяет допускаемым отклонениям передаточного числа в пределах ± 4% от номинального значения.

4.10 Окружная скорость в зацеплении, м/с

,

где

− делительный диаметр шестерни.

.

.

.

4.11 Назначаем 9-ю степень точности передачи [3. с 7. таблица №4]

Фактическое значение коэффициента нагрузки [1] при расчете по контактным напряжениям:

.

где КНV − коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку в передаче при расчете на прочность активных поверхностей зубьев.

КНb1 − коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчете на прочность их активных поверхностей.

Значение КНbопределяем в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор, т.е. схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины колеса ybd.

;

.

.

КНa1 − коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на прочность их активных поверхностей.

, тогда

Коэффициент ZМ, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, принимают [1] в зависимости от материалов.

Для стальных зубчатых колес

(для стали).

Коэффициент ZН, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полосе зацепления, определяем в зависимости от коэффициента смещения Xисходного контура и угла наклона bлинии зубьев на делительном цилиндре.

ZН1 = 2,4.

Коэффициент Ze, учитывающий суммарную длину контактных линий зубьев, находим с учетом значений коэффициентов торцевого

и осевого перекрытия.

Ze1 = 0,78.

Действительные контактные напряжения на активных поверхностях зубьев при фактических параметрах передачи:

;

где

1 − окружное усилие, действующее в зубчатом зацеплении, Н.

;

.