Конструювання механічної частини приводу конвеєра (стр. 2 из 7)

Зубчасті колеса із твердістю HB < 350 добре припрацьовуються. Для кращого припрацьовування зубців твердість шестерні H₁ рекомендують назначати більшою від твердості колеса. У косозубих передачах твердість зубців шестірні H₁ повинна бути значно вищою (приблизно на 80 одиниць HB), ніж зубців колеса.

Для виготовлення шестірні та колеса вибираємо відносно дешеву леговану сталь 40Х.

Для шестірні твердість поверхні зубців Н₁ = 269…302 НВ (найбільш імовірна твердість Н₁ = 280 НВ) при діаметрі заготовки до 125 мм.

Для колеса твердість поверхні зубців Н₂ = 235…262 НВ (найбільш імовірна твердість Н₂ = 245 НВ) при діаметрі заготовки до 280 мм.

2.2ОБЧИСЛЮЄМО ДОПУСТИМІ КОНТАКТНІ НАПРУЖЕННЯ

Окремо для шестірні

та колеса за формулою

Границі контактної витривалості зубців: шестірні та колеса у МПа

- шестірні –

;

- колеса –

– коефіцієнт небезпеки, для коліс із однорідною структурою = 1,1;

– коефіцієнт довговічності, який ураховує можливості збільшення допустимих навантажень:

де

– база випробувань;

для матеріалу шестірні

;

для матеріалу колеса

– еквівалентне число циклів навантаження зубців за строк служби передачі

де

– сумарне число циклів навантаження зубців шестірні або колеса за строк служби передачі

де n – частота обертання шестірні або колеса, об./хв.; h – строк служби передачі, год.

Для шестірні –

;

Для колеса –

.

-коефіцієнт еквівалентності.

Вибираємо для постійного режиму навантаження (П)

Визначимо

за одержаними даними та .

Для шестірні –

.

Для колеса –

Тоді

; .

Існують обмеження коефіцієнта довговічності

при однорідній структурі матеріалу зубчастих коліс 1 2,6. Якщо значення коефіцієнта довговічності менше 1, то приймаємо .

Обчислюємо допустимі контактні напруження

Для шестірні –

.

Для колеса –

Для прямо- і косозубих передач при HB > 350 за розрахункове допустиме напруження

беруть менше із двох значень та . Для косозубих передач, якщо твердість зубців хоча б одного колеса HВ < 350HB, за розрахункове беруть: із виконанням умов , де – менше з двох значень та , а – для конічних передач з прямим зубом.

;

: 564,71 < 1,23·509,09; 486,819 < 626,18 (МПа).

2.3 ОБЧИСЛЮЄМО ДОПУСТИМІ НАПРУЖЕННЯ НА ЗГИН

Допустиме напруження визначають окремо для зубців шестірні

та зубців колеса , МПа за формулою

де

– границя витривалості зубців при згині, ;

;

– коефіцієнт впливу напряму прикладання навантаження на зубці:

- при однобічному прикладанні навантаження (нереверсивна передача)

–

– коефіцієнт довговічності

де

– базове число циклів ; – еквівалентне число циклів:

,

е

– сумарне число циклів, – коефіцієнт еквівалентності

При (П) режимі навантаження

=1,00.

Для шестірні:

Для колеса:

– коефіцієнт небезпеки, =1,75 – при ймовірності надійності зубців 0,90.

Необхідно врахувати обмеження

: при однорідній структурі матеріалу (H < 350 HB) або зі шліфованою перехідною поверхнею зубів незалежно від твердості 1 2,08. Якщо значення коефіцієнта довговічності менше 1, то приймаємо .

Обчислюємо допустимі навантаження на згин:

- для шестірні

;

- для колеса:

.

2.4 ОБЧИСЛЮЄМО ПОТРІБНУ МІЖОСЬОВУ ВІДСТАНЬ

де

– допоміжний коефіцієнт, який ураховує параметри передачі, які не можуть бути завчасно і точно визначені: =430 – для косозубих передач;

u – передаточне число передачі: „ + ” для зовнішнього зачеплення, „ – ” для внутрішнього зачеплення;

– обертовий момент, Нм;