Привод транспортёра

     Получены  из кинематического расчета и  на основании исходных данных на проектирование.

     Вращающий момент на шестерне Т_II=T₁, Н×м  – 17,47.

     Вращающий момент на колесе Т_III=T₂, Н×м  – 76,25.

     Частота вращения шестерни n_II=n₁, об/мин –  1435.

     Частота вращения колеса n_III=n₂, об/мин – 318,89.

     Передаточное  число передачи = 4,5.

     Срок  службы передачи L_h , час – 10000

     Режим работы 0.

     Смазка  погружением колеса в масляную ванну.

     Электродвигатель  имеет следующие параметры:

       Так как к габаритным размерам  редуктора не предъявляется особых  требований, то принимаем следующие  материалы:

     - для шестерни: сталь 40Х ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, твердость НВ₁ 269÷302, предел прочности σ_В1 = 900 МПа, предел текучести σ_Т1 = 750 МПа /2, c. 7, таблица 1/;

     - для колеса: сталь 45 ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, НВ  235÷262, предел прочности σ_В2 = 780 МПа, предел текучести σ_Т2 = 540 МПа /2, c. 7, таблица 1/.

     НВ_ср1 = (НВ_min1 + HB_{max 1}) / 2 = (269 + 302) / 2 = 285,5;

     НВ_ср2 = (НВ_min2 + HB_max2) / 2 = (235 + 262) / 2 = 248,5.

     N_∑1 = 60 × L_h × n_II = 60 × 10000 × 1435 = 8,61 × 10⁸ ; 

     N_∑2 = 60 × L_h × n_III = 60 × 10000 × 318,89 = 1,91 × 10⁸ .

     При расчете на контактную выносливость:

     - для шестерни: N_HE1=k_HE× N_∑1= 1,0×8,61 × 10⁸ =8,61 × 10⁸,

     здесь k_HE = 1,0 – коэффициент приведения для режима работы 0 /2, c. 12, таблица 5/- для колеса:  N_HE2=k_HE× N_∑2= 1,0×1,91 × 10⁸ = 1,91 × 10⁸ .

     При расчете на изгибную выносливость:

     N_HE1=k_FE× N_∑1= 1,0×8,61 × 10⁸ = 8,61 × 10⁸,

     здесь k_FE = 1,0 – коэффициент приведения для режима работы 0 /2, c. 12, таблица 5/;

     N_FE2=k_FE× N_∑2= 1,0×1,91 × 10 ⁸= 1,91 × 10⁸ .

     N_HG1 = 30 × (HB_ср1)^2,4 = 30 × 285,5^2,4 = 23,47 × 10⁶;

     N_HG2 = 30 × (HB_ср2)^2,4 = 30 × 248,5^2,4 = 16,82 × 10⁶   /2, c. 8/.

     Для улучшенных сталей не зависимо от твердости зубьев колес: 

     N_FG1 = N_FG2 = 4 × 10⁶ /2, c. 8/

     Для шестерни:

      ,

     где σ_Нlim – предел контактной выносливости, для улучшенных колес /2, c. 9, таблица 3/:

     σ_Нlim1=2· HB_ср1 +70 =2·285,5+70=641 МПа;

     S_H – коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность; S_H = 1,1 – для улучшенных колес /2, c. 9/;

            - коэффициент долговечности,  так как 

      > N_HG1 =23,47 × 10⁶,   то /2, c. 10/;

       - коэффициент, учитывающий влияние  шероховатости сопряженных поверхностей  зубьев, для материалов первой  группы принимаем  =0,9 /2, c. 10/;

       - коэффициент, учитывающий влияние  окружной скорости, на предварительном этапе расчета принимаем = 1 /2, c. 10/.

     Тогда  МПа.

     Для колеса:

      ,

               σ_Нlim2=2· HB_ср2 +70 =2·248,5+70=567 МПа.

     Поскольку N_HE2 =1,91 × 10⁸ > N_HG2=16,82 × 10⁶ , то /2, c. 10/, тогда:

      МПа.

     Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых передач:

      МПа,

      МПа < МПа.

     Принимаем МПа.

     Для шестерни:

      ,

     где - предел изгибной выносливости при нулевом цикле напряжений /2 таблица 4/, для улучшенных колес:

       =1,75×HB_ср1 = 1,75×285,5 =499,6 МПа,

      - коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную прочность /2, c. 11/;

      - коэффициент долговечности,  так как 

      > N_FG1 =4 × 10⁶,   то /2, c. 11/;

      – коэффициент, учитывающий влияние  шероховатости переходной поверхности между зубьями, при зубофрезеровании /2, c. 12/;

       – коэффициент, учитывающий влияние  двухстороннего приложения нагрузки (реверса); при одностороннем  приложении нагрузки  /2, c. 12/.

     Тогда:

     Для колеса:

      ,

      =1,75×HB_ср2= 1,75×248,5 =434,9 МПа.

     Поскольку N_FE2 =1,91 × 10 ⁸ > N_FG2=4 × 10 ⁶ , то /2, c. 11/, тогда:

     1) При расчете на контактную  выносливость [σ] _Hmax

       [σ] _Hmax = 2,8×σ_Т2 = 2,8 × 540 = 1512 МПа.

     2) При расчете на изгибную выносливость [σ]_Fmax1 и [σ]_Fmax2

      [σ]_Fmax1= 2,74 × НВ _ср1 = 2,74 × 285,5 = 782,3 МПа;

      [σ]_Fmax2 = 2,74 × НВ _ср2 = 2,74 × 248,5 = 680,9 МПа.

     К_Н = К_{Н β}×К_НV×K_Ha.

     Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся  колес

     К_Нβ =  × (1 - Х) + Х .

     Полагая y _ba= 0,5 для шевронной зубчатой передачи /2, c. 15/, определим относительную ширину шестерни

     Коэффициент режима для режима работы 0 X=1 /2, c. 8, таблица 2/.

     Тогда К_Нβ = 1.

     С целью определения коэффициента динамичности нагрузки вычислим приближенное значение окружной скорости:

      м/с,

     где – коэффициент для косозубой передачи  /2, c. 16/.

     Назначаем 9-ю степень точности изготовления цилиндрической косозубой шевронной передачи /2, c. 17, таблица 9/.

     Тогда коэффициент динамичности нагрузки равен K_HV = 1,02 /2, c. 17, таблица 10/.

     Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой  передаче K_Ha= 1,12 /3, c. 39, таблица 3,4/ для шевронных колес 9-й степени точности при окружной скорости V=1,88 м/c.

     Коэффициент нагрузки