Привод конвейера

   

   

   

   

4.2.3.геометрический расчет передачи 

Расчетный диаметр:

      

где  К_d = 770 – числовой коэффициент для косозубой передачи;

    U –  передаточное число зубчатой  передачи;

    Т₁ – крутящий момент на валу шестерни; В данном случае равен половине крутящего момента на входном валу, т.к. передача выполнена раздвоенной;

К_Нb =1.1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения   нагрузки по ширине венца;

К_А =1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамику передачи;

y_bd =1 – коэффициент ширины зубчатого венца. 

мм

Ширина венца зубчатого колеса

мм 

Ширина венца шестерни

мм

Принимая предварительно =19, находим m’=  /  , округляем ближайшее значение m’=105/19=5,5, принимаем m=6.  

Число зубьев шестерни = /m, причём   =18;

Число зубьев колеса = , тогда 72;

Диаметр зубчатых колёс

Начальных  = ;

мм;

мм;

Вершин зубьев  ;

мм;

 мм;

Впадин зубьев ;

 мм;

 мм;

Расчетное межосевое расстояние

, имеет значение  мм;

Действительное  передаточное  отношение:

;

.

 
 

4.2.4.Проверка контактных напряжений 

Окружная сила в зацеплении

 

Н; 

Окружная скорость колеса, м/с

м/с

По полученным значениям определяем степень точности: 9 степень точности.

Определяем действительные контактные напряжения:

,

где   – коэффициент, учитывающий механические свойства материала передачи;

 – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев;

      – коэффициент торцевого перекрытия;

 –  коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

       – коэффициент нагрузки;

       – учитывает внешнюю динамику передачи;

      1.09 – коэффициент устранения зазора;

       – учитывает внутреннюю динамику передачи;

      1.1 – учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине;

Тогда МПа 

Определяем процент недогрузки

 
 

4.2.5.Проверка расчётных изгибных напряжений 

Определяем действительные напряжения изгиба

,

где  – коэффициент нагрузки;

      = 1.25 – учитывает внутреннюю динамику передачи;

      =1.23 – учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине;

      – учитывает наклон зуба;

       – учитывает форму зуба и выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев;

Если  20, то 4.15

           72, то 3.7

По известным  параметрам высчитываем

МПа

МПа

Итак, из расчета вычисленные действительные изгибные напряжения меньше допустимых, и действительные контактные напряжения также меньше допустимых, значит, условие прочности по изгибу и контактной выносливости выполняется. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4.3.Расчет цилиндрической косозубой передачи передачи. 

4.3.1.Выбор материала и допускаемых напряжений зубчатых колёс. 

Шестерня –  ведущая: НВ_ш = 220 (Сталь 45, улучшение)

Колесо –  ведомое: НВ_к = 190 (Сталь 45, нормализация)

Шестерню будем  обозначать коэффициентом 1, колесо –  коэффициентом 2

Передаточное  отношение U=4.025;

Частота вращения ;

                            . 
 
 

4.3.2.Проектировочный расчет 

Т.к. из-за конструкции редуктора межосевые расстояния первой и второй ступеней должны быть одинаковыми, то будем выполнять следующий расчёт второй ступени исходя из того что нам известно

мм 

Базовое число  циклов, соответствующее пределу  выносливости для шестерни и зубчатого колеса:

 

Эквивалентное число циклов:

NHE1(2)=60*n1(2)*Lh*KHE*c,

,

 

Коэффициент долговечности:

,

где m=20 при

        m=6 при

 

Предел контактной выносливости:

МПа

Мпа

Допускаемые контактные напряжения:

,

 МПа

 МПа 

Окончательное расчётное контактное напряжение равно

 МПа 

Допускаемые изгибные напряжения 

Базовое число  циклов нагружения:

 

Эквивалентное число циклов 

NFE1(2)=60*n1(2)*Lh*KFE*c,

где KFE – коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой нагружения; 

 

Коэффициент долговечности

YN1=1;

YN2=1, т.к <  

Предел контактной выносливости:

,

где Yt=1 – технология обработки;

  Yz=1 – заготовка получена прокатом;

  Yd=1 – отсутсвуют пластические упругие деформации;

  Ya=1 – односторонне приложение нагрузки;

МПа

 Мпа 

Допускаемые изгибные напряжения:

,

где   YX=1 – влияние размера зубчатого колеса;

   YR=1 – влияние шероховатости;

   Yδ=1 – коэффициент, учитывающий приложение нагрузки;

       SF=1.4 – коэффициент безопасности

МПа

Мпа

   

   

   

4.3.3.геометрический расчет передачи 

Расчетный диаметр:

     мм

Определим коэффициент  ;

Ширина венца зубчатого колеса

мм

Ширина венца шестерни

 

Принимаем предварительно число зубьев шестерни , определяем модуль зацепления и, округляем результат до ближайшего в соответствии с ГОСТ 2185-66

тогда m=3 

Суммарное число  зубьев передачи

  

Действительный  угол наклона зуба

cos

Число зубьев шестерни и зубчатого колеса:

;

, тогда 

Действительное  передаточное  отношение: