Ленточный транспортёр

     Как для шестерни, так и для колеса , т.е. эквивалентное число циклов перемены напряжении больше базового. Поэтому коэффициенты долговечности принимаем: и .

       Тогда допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи

будут равны:

• у шестерни

 МПа;

• у колеса

МПа.

Для рассматриваемой косозубой передачи условное допускаемое

контактное  напряжение

МПа. 

       
 

    3.2 Допускаемые напряжения изгиба 

     По  табл. 2.3 для углеродистой стали 45 с термообработкой улучшением коэффициент безопасности S_F =1,75, предел выносливости при изгибе 

• зубьев  шестерни

МПа;

• зубьев колеса

МПа.

   Так как нагрузка постоянная, то млн. циклов; млн. циклов. Как для шестерни, так и для колеса , т.е. эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового. Поэтому коэффициенты долговечности принимаем и .

   

   

   Тогда допускаемые напряжения изгиба будут  равны:

• для шестерни

 МПа;

• для колеса

 МПа. 

     3.3 Предварительный выбор угла наклона зуба 

        Принимаем β = 10°. 

     3.4 Выбор коэффициента ширины зубчатых колес

     

     

     Для наших условий (твердость поверхностей зубьев меньше 350 НВ, симметричное расположение зубчатых колес относительно опор) принимаем по табл.4 ψ_bd = 0,8. 
 

     3.5. Проектный расчет на контактную прочность

     3.5.1 Определение предварительного значения начального диаметра шестерни 

     По  графику (см. рис. 2) для передачи 6 при ψ_bd = 0,8 и твердости зубьев меньше 350 HB выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венца K_Hβ=1,05. Тогда начальный диаметр шестерни будет равен

       мм. 

              3.5.3. Определение нормального модуля передачи 

По табл.2.5 примем из первого ряда стандартное значение модуля

.

3.5.4. Определение межосевого расстояния передачи

 

Примем согласно рекомендациям п.1.5.3

             3.5.5. Определение суммарное чисел зубьев

  Примем =83.

               3.5.6 Числа зубьев шестерни и колеса

  Примем

 Тогда  

3.5.7. Определение фактическое значение передаточного числа 

            3.5.8. Действительный угол наклона зубьев 

           3.5.9.Определение размеров зубчатых колёс 
 

Условие  =63 мм выполнено.

Так как передача без смещения, то диаметры делительных  окружностей будут равны начальным, т.е. 
 

Диаметры вершин зубьев:

 шестерни    ;

 колеса          ;

Диаметры впадин зубьев:

шестрени   

 колеса        

Ширина венца  колеса:

Примем 

Ширина венца  шестерни  

Рабочая ширина зубчатого венца  

3.5.10 Определение окружной скорости зубчатых колес 

     3.5.10 Выбор степени точности зубчатых колес

     

     По  табл. 2.6 для косозубой передачи при V = 2,36 м/с принимаем 8-ю степень точности.

     3.6. Проверочные расчеты зубчатой передачи 

     3.6.1. Расчет на контактную выносливость

       Формула проверочного расчета

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных  зубьев,

.

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес,  

Коэффициент торцового перекрытия

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину  контактных линий,

Окружная  сила в зацеплении

Н.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

венца,

K_Hβ=1,05 (см. подразд. 2.5.1).

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи,

δ_Н = 0,002 (см. табл.2.7).

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов  зацепления зубьев шестерни и колеса, g₀=56 (табл.2.8).

     Удельная  окружная динамическая сила 

Удельная  расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

Н/мм.

     Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

.

     Удельная  расчетная окружная сила

H/мм

     Действительное контактное напряжение

МПа,

что меньше допускаемого [σ_Н]=405МПа. 

     3.6.2 Расчет на выносливость по напряжениям изгиба 

     Эквивалентные числа зубьев

          Из рис.3 коэффициенты формы зуба ; .

Находим соотношения  ; .

   Делаем вывод, что слабым звеном по напряжениям изгиба является колесо, для которого и проведем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.

     Условие прочности зуба, колеса по напряжениям  изгиба

     Коэффициент, учитывающий наклон зуба,

.

     Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

     

венца, К_Fβ = 1,09(по графику рис.4).

     Коэффициент, учитывающий вид зубчатой передачи, δ_F =0,006(табл.9).

     Удельная  окружная динамическая сила

H/мм

     Удельная  расчетная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации

Н/мм.

     Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, 

     Удельная  расчетная окружная сила

Н/мм.

     Действительное напряжение изгиба

 МПа,

что меньше допускаемого значения [ ]= 236,5 МПа.

     Проверочные расчеты показали, что контактная и изгибная прочности соблюдаются. 
 

     6. Определение усилий в зацеплении 

        Окружная сила

Н

     Радиальная сила

Н

     Осевая  сила

Н 

     7.Компоновка  редуктора

     7.1 Расчет вала привода

     Исходные  данные:

     -межосевое  расстояние, а_w=63 мм,

     -диаметры  колес, d_w1=34,89 мм, d_w2=94,11 мм, d_a1=34,89 мм, d_a2=97,11 мм,

     

     -ширина венца колеса, b_w1=28, b_w2=26 мм,

     Диаметры  валов d_вал1=20, d_вал2=25 мм,

     Размеры ступиц колес:

     L_ст=D_ст=1,6·=1,620=32 мм,

     L_ст=D_ст=1,6·=1,625=40 мм,

     Мы  выбираем подшипники с номерами для  d_вал1 1000804,для d_вал2 1000805.

     δ=(0,025· а_{w цил}+1)=3,5 мм, примем =8 мм, с=8 мм

     =5 мм, с₂=5 мм,

     с₃=0,5·8=4 мм,

     с₄=1,2·8=9,6 мм,

     с₅=1,25·8=10,1 мм,

     с₆=5·1,5=7,5 мм,

     с₇=7 мм,

         к=f(d_болт)=24 мм,

     S=24+8+6=38 мм,

     D₁=32 мм,

     B₁=7 мм,

     R₁=0,5 мм,

     

     D₂=37 мм,

     B₂=7 мм,

     R₂=0,5 мм,

     h=4,8 мм,

     h₁=6 мм,

     h₂=h₁=6 мм,

     h₃=5 мм,

     h₄=5 мм,

     h₅=4 мм.

          7.2 Расчеты 1 вала

       1. Определить опорные реакции.

       Исходные данные:

       L=63 мм,

       L₁=70 мм,

       L₂=30 мм,

       L₃=33 мм.

     Плоскость XAZ

                        Rаb                 Fa Rbb