Проектирование привода цепного конвейера

         L_c – число смен, шт;

         K_c – коэффициент сменного использования [4, с. 36]. 
 
 
 
 
 

     Коэффициент долговечности как для шестерни К_HL1 = 1, так и для колеса K_HL2 равен 1.

     Допускаемое контактное напряжение определяют при  проектировочном расчете по формуле 

 

     где σ_Hlim – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

         K_HL – коэффициент долговечности (если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают K_HL = 1);

         S_H – коэффициент безопасности [1, с. 33].

     Для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке S_H принимают от 1,1 до 1,2.

     Способ  термической обработки зубьев –  улучшение. Средняя твердость поверхностей зубьев НВ < 350. Сталь углеродистая и легированная.

     Предел  контактной выносливости определяется по формуле 

 

     Для шестерни допускаемое контактное напряжение 

 
 

     Для колеса

 
 
 

     Расчетное допускаемое контактное напряжение [ σ_H ] = [ σ_H2 ] = 515,5 МПа.

     Допускаемое напряжение изгиба для шестерни равно 

 

     где S_F – коэффициент безопасности [1, с. 43]. 
 
 

     Допускаемое напряжение изгиба для колеса 

 
 
 

     Расчетное допускаемое напряжение изгиба [ σ_F ] = [ σ_F2 ] = 255,6 МПа. 

     3.2 Расчет зубчатой цилиндрической  косозубой передачи быстроходной  ступени 

     Принято: ψ_ba = b_w / a_w = 0,315 – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [3, с. 136].

     Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра рассчитывается по формуле 

 
 
 

     Межосевое расстояние для косозубой передачи 

 

     где K_a – коэффициент межосевого расстояния;

         К_Нβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца [2, с. 16].

     Для косозубых колес K_a = 1. К_Нβ = 1. 
 
 

     Принимаем a_w = 130 мм.

     Ширина  зубчатого венца колеса равна 

 
 
 

     Принимаем b_w = 42 мм [2, табл. 19,1].

     Модуль  зацепления равен

     где ψ = 30 – коэффициент ширины колеса по модулю [3, с. 137]. 
 
 

     Принимаем m = 1,5 по ГОСТ 9563 – 60.

     Минимальный угол наклона зубьев для косозубых  колес, [4, с. 17] 

 
 
 

     Суммарное число зубьев 

 
 
 

     Принимаем z_сумм = 171, так как полученное значение z_сумм округляют в меньшую сторону до целого числа.

     Фактическое значение угла наклона 

 
 

     Угол  β = 9,4118°.

     Число зубьев шестерни  

 
 

     Принимаем z₁ = 23.

     Число зубьев колеса 

 
 
 

     Фактическое передаточное число 

 
 
 

     Определим отклонение от заданного передаточного числа, которое должно быть меньше чем 4 %. 

 
 
 

     Отклонение  от заданного передаточного числа  допустимо.

     Определим основные геометрические размеры шестерни и колеса, [2, с. 17].

     Делительный диаметр шестерни равен 

 
 
 

     Делительный диаметр колеса 

 
 
 

     Диаметры  вершин зубьев 

 
 
 
 
 
 

     Диаметры  впадин равны 

 
 
 
 
 

     Ширина  зубчатого венца колеса , а для шестерни 

 
 
 

     Принимаем b₁ = 48 мм.

     Сделаем проверку на контактную выносливость.

     Коэффициент ширины шестерни по диаметру 

 
 
 

     Окружная  скорость колес  

 
 
 

     Назначаем девятую степень точности, [2, с. 19].

     Коэффициент торцового перекрытия, [3, с. 147]  

 
 
 

     Коэффициент повышения прочности косозубых  передач 

 

     где К_Нα = 1,1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями [2, с. 20]. 
 
 

     Расчетное контактное напряжение косозубых колес 

 

     где К_Нβ = 1 – коэффициент концентрации нагрузки;

         К_НV = 1,1 – коэффициент динамической нагрузки [2, с. 20]. 
 
 

     Рассчитаем  перегрузку  
 

     Перегрузка  составляет 3,5 %, что допустимо [2, с. 20].

     Условие контактной выносливости выполняется.

     Определим силы, действующие в зацеплении. Окружная сила равна 

 
 

     Радиальная  сила равна 

 
 
 

     Осевая  сила равна 

 
 
 

     Проверим  на выносливость по напряжениям изгиба

     Коэффициент нагрузки равен 

 

     где К_Fβ = 1,19 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

         К_FV = 1,1 – динамический коэффициент, [1, с. 43]. 
 

     Определяем  эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса 

 
 
 
 
 
 

     Коэффициент, учитывающий форму зуба, [1, с. 42] для шестерни Y_F1 = 3,98, для колеса Y_F2 = 3,6.

     Для проверочного расчета косых зубьев служит формула 

 

     где Y_β – коэффициент компенсации погрешности;

         К_Fα = 1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, [2, с. 19].

     Коэффициент Y_β, [1, с. 46] определяется по формуле 

 
 

     Напряжение  изгиба равно 
 
 

     Допускаемое напряжение изгиба [σ_F] = 255,6 МПа.

     Рассчитанное  напряжение изгиба меньше допускаемого, т.е. σ_F2 < [σ_F], а значит условие выносливости на изгиб выполняется, [1, с. 46].

     Проверим  пригодность заготовок шестерни и колеса.

     Предельный  размер заготовки шестерни D_пред = 125 мм, [2, с. 13].