Редуктор одноступенчатый горизонтальный привода ленточного конвейера, страница 5

=45 мм (см. п.р.2.4),

=1 мм (см. п.р.2.5).

По рекомендации [1,с.25] для прямозубых передач:

=1.

По рекомендации [1,с.25]:

=1

=1

По рекомендации [1,с.25] для прямозубых колёс:

=1.

Значение коэффициента   принимают по рекомендации [1,с.26] при HB350 и скорости <15 м/с:

=1.

Значение коэффициента   принимают по рекомендации [1,с.26] при HB350 для прямозубых колёс:

=1,4.

По рекомендации [1,с.26]:

=Z

=Z₂

=220.

По найденному значению  согласно рекомендации  [1,с.26, таблица 2.5] принимаем коэффициент формы зуба =3,61.

=****1479,3 /(*1)=166,1 МПа.

Расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни рассчитываем по формуле  [1,с.26]:

=,

=Z₁ [1, с.26]

=51=51.

По найденному значению  согласно рекомендации [1,с.26, таблица 2.5] принимаем коэффициент формы зуба  =3,65, тогда,:

=(3,65/3,61)*166,1=167.9 МПа.

Прочность зубьев колёс по напряжениям изгиба обеспечена, т.к.

,

.

2.12 Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям

Расчётное контактное напряжение определяем по формуле [1, с.27]:

=436*,

где   - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

        - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки вдоль линии зацепления,

        – коэффициент динамической нагрузки.

=169мм (см. п.р.2.9),

=45 мм,

U_ф.=3,3 (см. п.р.2.8),

=1,2 (см. п.р.2.3).

Полученное расчётное контактное напряжение должно находиться в интервале (0,85…1,05)*.

По рекомендации [1, с.27] для прямозубых колёс:

=1,0,

=1,2 (HB350),

=436*=478,5 МПа.

= (0,85…1,05)*514 = 437…540 МПа [1, с.16].

Полученное значение напряжения входит в рекомендуемый интервал, следовательно, контактная прочность колёс обеспечена.

3.ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Выбор материалов

Для большинства редукторов общего назначения рекомендуется принимать для вала-шестерни цилиндрической зубчатой передачи термически обработанную сталь 40Х, вала колеса – сталь 45. Механические характеристики представлены в таблице.

Таблица 1. – Допускаемые напряжения для валов и вращающихся осей

Марка стали	Твёрдость НВ, не ниже	Механические характеристики, Н/мм2
40X 45	270 240	900 800	750 550	450 300	410 350	240 210

3.2 Определение диаметров ведущего вала и подпор подшипников

 

 

 

Рисунок 2 – Эскиз ведущего вала

Диаметр выступающего конца вала рассчитывается на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учёта влияния изгиба

(7…8)*,

где   - крутящий момент на ведущем валу (Н*мм) (см. п.1.11).

Полученный диаметр округляется до ближайшего большего значения по   приложению В.

=7,5*=25,4 мм.

Принимаем значение по приложению В: =26 мм.

Диаметр вала под подшипник принимают

=+2*,

где  - высота буртика определяется в зависимости от диаметра   по приложению Г,

 =3,5 мм.

=26+2*3,5=33 мм.

Полученный результат округляется до ближайшего большего стандартного значения из ряда чисел для внутренних диаметров подшипников качения: 17; 20; 25; 30; 35; 40; 45; 50; 55; 60; 65; 70; 80; 90. Следовательно, =35 мм.

При проектировочном расчёте диаметр буртиков для упора подшипников определяют по соотношению

=+3,2*r,

где r – радиус галтели вала (приложение Г), r=2,5 мм.

=35+3,2*2=41,4 мм.

Полученный диаметр округляется по приложению В до ближайшего значения. Следовательно, =42 мм.

Для опор выбирают тип подшипников. При выборе подшипников для редуктора с прямозубыми колёсами целесообразно рассматривать возможность применения радиальных однорядных шарикоподшипников средней серии (тип 300).