Расчет привода от электродвигателя к ленточному транспортеру

     

      -  коэффициент неравномерной  нагрузки.

     

      - коэффициент динамической нагрузки;

      - угол зацепления;

     

;

По таблице 8.3/2/ принимаем 

     

     По  таблице 8.7/2/ 

      (/2/,стр.142)

     По  формуле 8.25/2/

     

     

     

     

 прочность по контактному напряжению выполняется.

4. Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба

     Дальнейший  расчет ведем по тому из пар колес  у которого наименьшее отношение ,

     где - коэффициент формы зуба.

Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный.

      - коэффициент повышения прочности.

     

,

     где - коэффициент торцевого перекрытия;

      - коэффициент неравномерной  нагрузки одновременно зацепляющихся  пар зубьев;

      - коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности.

     Определяем  эквивалентное число зубьев:

     

     

     По  рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы  зуба Y_F

     

     

     Принимаем

(по рис.8.15/2/)

(по таблице 8.3/2/)

     Определяем  окружное усилие:

     

     

      - (таблица 8.7/2/)

     

     Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:

     Условие выполняется.

 

4. РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

1. Выбор материалов зубчатых колес и определение  допускаемых напряжений

 

    Желая получить сравнительно небольшие и недорого стоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х.

    По  таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства:

Шестерня

     твердость поверхности 50-59HRC;

     твердость сердцевины 26-30HRC;

     б_в=1000 МПа;

     б_т=800 МПа.

     Термообработка  азотирование, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).

Колесо 

     твердость 260-280HB;

     б_в=950 МПа;

     б_т=700 МПа.

     Улучшение, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).

        Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/

      - коэффициент долговечности.

      - коэффициент безопасности.

Для шестерни (таблица 8.9/2/)

     Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC;

                        в сердцевине 24…40HRC.

     Группа  сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА.

     б_Н01=1050 МПа; S_H1=1,2.

     б_F0=12HRC_серд+300; S_F=1,75.

Для колеса

       Твердость зубьев на поверхности 180-350HB;

                         в сердцевине 180-350HB.

     Группа  сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ.

     б_Н02=2НВ+70=540+720=610 МПа;  S_H2=1,1.

     б_F0=1,8HB;  S_F=1,75; K_HL=1 

 МПа

МПа

     В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:

     В данном случае:  МПа

     Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:

     

     б_F0 – предел выносливости зубьев;

     S_F – коэффициент безопасности;

     K_FC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки K_FC=1;

     K_FL –коэффициент долговечности K_FC=1.

     

2. Проектный расчет передачи по контактным напряжениям

 

     Определяем  межосевое расстояние по формуле 8.13/2/

     где Е_пр приведенный модуль упругости;

     Е_пр = 2,1*10⁵ МПа.

     Т₂ – крутящий момент на валу колеса;

     Т₂=T_IV=918.244 Нм

     Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]);  =0,3.

      - коэффициент концентрации нагрузки;

      - коэффициент ширины к межосевому  расстоянию;

      -коэффициент ширины к диаметру;

     

     По  рисунку 8.15 /2/ находим:

Оставляем, чтобы  коэффициент смещения равнялся 0.

     Ширина колеса:

Принимаем:

      

      

Диаметр шестерни:

По таблице 8.1/2/ принимаем по первому ряду в меньшую сторону m=5 .

Фактическое число  зубьев :

Принимаем :

Принимаем :

Передаточное  число:

Находим межосевое  расстояние фактическое:

Делительные диаметры.

Шестерни: 

Колеса:   

Диаметр вершин: 

Шестерни: 

Колеса:   

Диаметр впадин: 

Шестерни: 

Колеса:     

Проверка  межосевого расстояния:

3. oПроверочный расчет передачи по контактным напряжениям

 

По формуле 8.29/2/

       -  коэффициент неравномерной нагрузки.

     

      - коэффициент динамической нагрузки;

      - угол зацепления;

     

;

По таблице 8.3/2/ принимаем 

     

      (/2/,стр.142)

 прочность по контактному напряжению выполняется.

4. Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба

     Дальнейший  расчет ведем по тому из пар колес  у которого наименьшее отношение  ,

     где - коэффициент формы зуба.

Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный.

- коэффициент неравномерной  нагрузки одновременно зацепляющихся  пар зубьев;

По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы  зуба Y_F

     

     

     Принимаем

(по рис.8.15/2/); (по таблице 8.3/2/)

     Определяем  окружное усилие:

     

     Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:

     

Условие выполняется.

 

5. ЭСКИЗНАЯ  КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

1. Определение диаметров участков вала:

 

а) для  быстроходного вала:

(формула 3.1/1/)

     Принимаем . (табл. 19.1/1/)

     Под подшипник  .

Диаметр буртика подшипника:

       (формула 3.2/1/)

     r = 2,0мм. (табл. 3.1/1/)

а) для  промежуточного вала:

     Под подшипник  .

Диаметр буртика подшипника:

     

Диаметр  под колесо:

      

     r = 2,0мм. (табл. 3.1/1/)