Привод транспортера

   

= 0,5∙0,4∙(9,45 + 1) = 2,1

   По  [1, тадл.2.7, с.19] находим = 1,11

   Используя найденное значение окружной скорости v = 1,20м/с, по [1, табл.2.8, с.19] находим: = 0,26

   Теперь, подставляя значения в формулу (2.17) получим:

   

= 1 + (1,11– 1) ∙ 0,26 = 1,03

   Коэффициент определяем по формуле:

                = 1 + ( – 1) ;   (2.19) где     – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения                                                          

                   нагрузки в связи с погрешностями изготовления в начальный

                     период работы

   Для коэффициента имеем [1, с.20]:

                = 1 + 0,06( – 5)     (2.20)

   при условии 1≤ ≤1,25

   Рассчитаем  значение :

   

= 1 + 0,06(9 – 5) = 1,24

   По  формуле (2.19) найдем коэффициент :

   

= 1 + (1.24 – 1) ∙ 0,26 = 1,06 

   Определим коэффициент нагрузки KH  на контактную прочность по формуле (2.16)

   KH = 1,03 ∙ 1,03 ∙ 1,06 = 1.13

   Вычислим  уточненное значение межосевого расстояния по формуле (2.15):

   

мм

   Так как  редуктор не предназначен для массового  производства, значение округляем по ряду Ra40 (см. табл.24.1) и получаем: =420мм

   Определяем  предварительные размеры колеса:

   -делительный  диаметр:

                 (2.21)

   Вычислим  предварительный делительный диаметр  колеса, подставив известные значения: 

   

мм;

   -ширина

          ; (2.22)

   Вычислим ширину колеса:

   

=0,4 ∙ 420=168мм

   Округляем полученное значение по ряду Ra40 и получаем: =170мм

   Определяем  предельные значения модуля передачи:

   -максимально  допустимый модуль  (мм):

              (2.23)

   Подставим значения и вычислим допустимый модуль :

   

мм

   -минимально допустимый модуль (мм):

                 (2.24)

   где     - 3,4∙10 для прямозубых колес;

              - коэффициент нагрузки.

   Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба равен:

                      ;    (2.25)

   где      - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения; 
                 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения                       

         нагрузки  у основания зубьев по ширине зубчатого  венца;

              - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления

                       на распределение нагрузки между зубьями. 

   Значение  коэффициента принимаем по [1, табл.2.9, с.20] на основе следующих данных: = 9; v=1,20м/с; НВ ≤ 350; =1,11

   Коэффициент подсчитывается по формуле:

                =0,18 + 0,82 ; (2.26)

   Найдем  по данной формуле коэффициент  :

   

=0,18 + 0,82 ∙ 1,11=1,09

   Для коэффициента имеем:

                =  (2.27)

   Следовательно, =1,24

   По  формуле (2.25) определим коэффициент  нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:

   

=1,11 ∙ 1,09 ∙ 1,24=1,50

   Теперь  подставив все найденные значения в формулу (2.24) найдем минимально допустимый модуль :

   

мм

   Из  полученного диапазона (1,70; 4,73)принимаем  меньшее значение, согласуя его со стандартным: т=2мм.

   Суммарное число зубьев (округляется в сторону до ближайшего целого числа):

                 (2.28)

   Определим суммарное число зубьев:

   

=

   Число зубьев шестерни:

                  (2.29)

   Вычислим  число зубьев шестерни:

   

   Число зубьев колеса:

                  (2.30) 

   Получим:

   

   Фактическое передаточное число:

                  (2.31)

   Найдем  фактическое передаточное число  редуктора:

   

 

   Фактическое передаточное число не должно отличаться от номинального более чем на 4%: для рассматриваемой передачи это отличие составляет 0.53%  (т.к )

   Определяем  делительные диаметры:

   -шестерни:

                ; (2.32)

   Вычислим  делительный диаметр шестерни:

   

мм

   -колеса:

                ;  (2.33)

   Подставив значения, получим делительный диаметр  колеса:

   

мм

   Определяем  диаметры окружностей вершин (мм):

                ;  (2.34)

   Определим диаметры окружностей вершин и для шестерни и колеса соответственно:

   

мм

   

мм

   Определим диаметры окружностей впадин (мм):

                ;  (2.35)

   Вычислим  соответственно для шестерни и колеса диаметры окружностей впадин и :

   

мм

   

мм 
 
 

   2.4Проверочный расчет зубчатой передачи.

   Определим контактное напряжение (МПа) согласно[1, с.23];

          , (2.36)

   где  =9600 для прямозубых колес

   Должно  выполняться следующее условие  [1, с.23]:

   

   

   

   Вычислим  значение контактного напряжения по формуле (2.36):

   

МПа 
 

   Расчетное значение больше допустимого =466,36МПа на 1,39%.что соответствует условию.

   Определим силы, действующие в зацеплении:

   -окружная  (Н):

          ; (2.37)

   Проведем  расчет окружной силы:

   

Н

   -радикальная  (Н):

          ,  (2.38)

   где α – угол профиля исходного контура (α=20°).

   Найдем  значение радикальной силы :

   

=13207,5∙tg20°=4291,38Н

   Расчетное напряжение изгиба (МПа):

   -в  зубьях колеса:

           ; (2.39)

   где   - коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев; =1 для

                  прямозубых колес;

           - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для прямозубых

                    колес:               

   

           - коэффициент, учитывающий концентрацию напряжения

   По  таблице [1, табл.2.10, с.24]находим для =380 =3,59

   Подставим значения в формулу (2.39) и рассчитаем расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

   

   Это значение соответствует условию: 231,62МПа

   -в  зубьях шестерни:

          ;  (2.40)

   где     - коэффициент, учитывающий форму зуба

   По  таблице [1, табл.2.10, с.24]находим для

   Подставим значения в формулу (2.40) и рассчитаем расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

   

МПа

   Это значение соответствует условию: 231,62МПа

   Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения  

   поверхностного  слоя контактное напряжение не должно превышать допускаемое напряжение :

          ,  (2.41)

   где     - контактное напряжение при действии номинального момента ;

              - коэффициент перезагрузки; =1,4

   В соответствии с[1, с.24] допускаемое напряжение при улучшении равно:

          ; (2.42)

   Вычислим  допускаемое напряжение :

   

МПа

   Вычислим  контактное напряжение по формуле (2.41):

   

МПа

   Как видно  данное значение удовлетворяет условию: 1512МПа

   Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое напряжение :

          ;  (2.43) 

   где - напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление

                   усталости.

   Допускаемое напряжение определяется в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки:

          ;  (2.44)

   где   - максимально возможное значение коэффициента долговечности

                       ( =4 для сталей с объемной термообработкой; =2,5 для  

                      сталей с поверхностной термообработкой);

           - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки;

                   =1,3;

            - коэффициент запаса прочности; =1,75

   Мы  выбрали  =4, так как твердость зубьев в сердцевине  и на поверхности в данном случае равны.   

   Найдем  допускаемое напряжение по формуле (2.44):

   

МПа

   Определим напряжение изгиба для зубьев шестерни и зубьев колеса в соответствии с формулой (2.43):