Рассчитать шевронную передачу одноступенчатого цилиндрического редуктора привода конвейера и проверить передачу на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев

1. Определим вращающие моменты на валу шестерни:
T1=103∙P1ω1=103∙18285=63,158 Н∙м;
и на валу колеса:
T2=T1uη=63,158∙5∙0,97=306,316 Н∙м,
где η=0,97 - КПД цилиндрического редуктора.
2. Для заданной марки стали и термообработки шестерни и колеса выбрем значение твердости и предела текучести HB1=45…50, HB2=285 и σт1=750 Н/мм2, и σт2=640 Н/мм2.
3. Допускаемые контактные напряжения определим отдельно для материала шестерни и материала колеса:
[σно]1 = (14НRCср+170) =14 · 47,5 + 170 = 835 Н/мм2;
[σно]2 = (1,8НВ2ср+67) = 1,8 · 285 + 67 = 580 Н/мм2
и соответственно [σн]1= [σно]1KНL = 835 Н/мм2, [σн]2= [σно]2KНL = 580 Н/мм2. Коэффициент долговечности принять KНL=1.
В качестве расчётного допускаемого напряжения примем допускаемое контактное напряжение по формуле:
[σн] = 0,45([σн]1 +[σн]2) = 0,45 (835 + 580) = 636,75 Н/мм2.
При этом необходимо проверить условие [σн] ≤ 1,23[σн]2:
[σн] = 636,75 Н/мм2 ≤ 1,23[σн]2 = 1,23 · 580 = 713,4 Н/мм2.
4. Определим допускаемые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса раздельно:
[σF]1 = KFl[σfo] 1 и [σF]2 = KFl[σfo] 2 ,
где [σfo] 1 и [σfo] 2 — допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса, соответствующие пределу изгибной выносливости при базовом числе циклов напряжений NFО, которые определяются по формулам [σfo]1= 310 Н/мм2, а [σfo]2= l,03HB2cp. KFl — коэффициент долговечности при длительной работе передачи и числе циклов нагружения зубьев более базового числа циклов (NΣ ≥NFО= 4 • 106), принять KFl =1;
[σfo]1= 310 Н/мм2, [σfo]2= l,03HB2cp = 1,03 · 285 = 293,55 Н/мм2.
5 . Принять расчетные коэффициенты. Коэффициент ширины венца колеса относительно межосевого расстояния для шевронной передачи рекомендуется Ψa=b2/aω=0,4…0,8, примем Ψa=0,6.
Коэффициент ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ψd=b2/d1 следует принимать в 1,3 раза больше, чем для косозубой передачи, так как шевронное колесо имеет более широкий венец:
Ψd=1,3 Ψa(u+1)/2=1,3 · 0,6 · (5 + 1)/2 = 2,34.
Принять значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев КНβ в зависимости от коэффициента ширины венца колеса Ψd.
Для прирабатывающихся цилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки принимают КНβ =1.
6. Определим межосевое расстояние из условия контактной прочности рабочих поверхностей зубьев по формуле:
aω=43u+13T2KHβΨau2σH2=435+13306316∙10,6∙52636,752=162,926 мм,
где aω — вмм; Т2 — в Н·мм; [σн] — в Н/мм2.
Полученную величину аω округлим до стандартного значения aω=160 мм.
7. Определим предварительные размеры колеса:
- делительный диаметр d2 = 2aω u /(u +l) = 2 · 160 · 5 / (5 + 1) = 267 мм;
- ширину венца b2 = Ψaaω = 0,6 · 160 = 96 мм.
8. Определим нормальный модуль косозубой передачи из условия обеспечения равной контактной и изгибной прочности зубьев по формуле:
m≥2∙5,8∙T2d2b2σF2=2∙5,8∙306316267∙96∙293,55=0,47 мм,
где m— в мм; Т2 - в Н·мм; d2 и b2— в мм; [σF]2— в Н/мм2.
Полученное значение модуля m округлим в большую сторону по СТ СЭВ 310-76 т = 1 мм.
9