Проектирование привода ленточного транспортера (мощность - 3,7 кВт, срок службы - 1,5 тыс.часов)

Примем для колеса и шестерни сталь 40ХН и вариант термообработки 3:

колесо – улучшение и закалка ТВЧ; HRC50.

шестерня – улучшение и закалка ТВЧ, HRC50.

2) Допускаемые напряжения.

,

Предел контактной выносливости:

МПа,

Коэффициенты долговечности:

,

,

Поскольку  принимаем .

Коэффициент шероховатости Z_R = 1.

Коэффициент окружной скорости Z_V = 1.

,

.

Коэффициент запаса прочности S_H = 1,2.

Допускаемые контактные напряжения колеса и шестерни равны между собой и равны:

.

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса определяют по общей зависимости:

,

Предел выносливости .

Коэффициент запаса прочности S_F = 1,7.

Коэффициент долговечности:

,

Поскольку , то  и .

Коэффициент шероховатости Y_R = 1,1.

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки Y_А = 1.

.

3.2 Определение параметров передачи

3.2.1 Межосевое расстояние

Из условия сопротивления контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев

, где     вспомогательный коэффициент;

для косозубых передач;

 номинальный вращающий момент на шестерне, H∙м;

 коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

;

 – учитывает внутреннюю динамику нагружения, принимается в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей = 1,01;

 – учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

– коэффициент, учитывающий приработку зубьев = 0,71;

– учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы в зависимости от коэффи-циента ,= 1,28;

– коэффициент распределения нагрузки между зубьями ;

– коэффициент распределения нагрузки между (начальное значе-ние), ;

– коэффициент ширины, = 0,315.

мм;

В силу того, что получается неудачная компоновка редуктора (из-за малого межосевого расстояния негде разместить крепежные винты) примем до стандартного большего значения:

 мм.

3.2.2 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

Ширина:

 мм;

Принимаем   мм;

3.2.3 Модуль передачи

Максимально допустимый модуль из условия неподрезания зубьев у основания:

мм;

Минимальное значение принимают из условия прочности:

мм;

где – для косозубых передач;

– коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба ;

– учитывает внутреннюю динамику нагружения =1,01;

– учитывает неравномерность распределения напряжений у основа-ния зубьев по ширине зубчатого колеса ;

– учитывает влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями =1,6.

Так как для силовых передач значение модуля  применять не рекомендуется то примем   мм.

3.2.4 Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес:

°.

Суммарное число зубьев для косозубых передач:

;

где     угол наклона линии зуба:

;

Определим действительное значение угла :

;

°;

3.2.5 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

;

Примем .

Число зубьев колеса:

;

3.2.6 Фактическое передаточное число редуктора

 отклонение от ранее принятого: что допустимо.

3.2.7 Диаметры колес

мм – делительный диаметр шестерни;

 мм – делительный диаметр колеса;

мм – диаметр вершин колеса;

мм – диаметр впадин колеса;

мм – диаметр вершин шестерни;

 мм – диаметр впадин шестерни.

3.3 Проверочный расчет по допускаемым напряжениям

3.3.1 Расчет передачи на контактную прочность рабочих поверх-ностей зубьев

Определим расчетное контактное напряжение

;

где     для косозубых передач; 

коэффициент нагрузки

;

где     коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки между зубьями;

 коэффициент, учитывающий неравномерность распределение нагрузки по длине контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев колес;

 коэффициент, учитывающий  внутреннюю динамику нагруже-ния;

;

.

3.3.2 Силы в зацеплении

Окружная сила     Н;

Радиальная сила   Н;

Осевая сила  Н.

3.3.3 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Для колеса:

;

где     коэффициент нагрузки ;

 коэффициент формы зуба колеса;

Приведенное число зубьев ;

коэффициент наклона линии зуба;

;

 коэффициент перекрытия зубьев, – для косозубых передач

 МПа;

Для шестерни:

 МПа.

3.3.4 Проверка зубьев колес на прочность при действии пиковой нагрузки

МПа.

,

, где – предел выносливости при изгибе, = 650 МПа;

= 2,5 – для сталей с поверхностной термообработкой;

– коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки =1,2;

 – Коэффициент запаса прочности = 1,75.

 МПа.

Для зубьев шестерни:

;

Для зубьев колеса:

.

4.1 Расчёт тихоходной передачи

1) Выбор материала и термической обработки.

Примем для колеса и шестерни сталь 40ХН и вариант термообработки 3:

колесо – улучшение и закалка ТВЧ; HRC50.

шестерня – улучшение и закалка ТВЧ, HRC50.

2) Допускаемые напряжения.

,

Предел контактной выносливости:

МПа,

Коэффициенты долговечности:

,

,

Поскольку  принимаем .

Коэффициент шероховатости Z_R = 1.

Коэффициент окружной скорости Z_V = 1.

,

.

Коэффициент запаса прочности S_H = 1,7.

Допускаемые контактные напряжения колеса и шестерни равны между собой и равны:

.

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса определяют по общей зависимости:

,

Предел выносливости .

Коэффициент запаса прочности S_F = 1,7.

Коэффициент долговечности:

,

Поскольку , то  и .

Коэффициент шероховатости Y_R = 1,1.

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки Y_А = 1.

.

4.2 Определение параметров передачи

4.2.1 Межосевое расстояние

Из условия сопротивления контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев

, где

вспомогательный коэффициент;

для прямозубых передач;

 номинальный вращающий момент на шестерне, H∙м;

 коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

;

 – учитывает внутреннюю динамику нагружения, принимается в зависимости от степени точности передачи по нормам плавности, окружной скорости и твердости рабочих поверхностей = 1,03;

 – учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий =1,0426;

– коэффициент, учитывающий приработку зубьев = 0,71;

– учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы в зависимости от коэффи-циента ,= 1,06;

– коэффициент распределения нагрузки между зубьями ;

– коэффициент распределения нагрузки между зубьями (начальное значение);

– коэффициент ширины, = 0,4.

мм;

Поскольку ранее было увеличено межосевое расстояние 1 ступени