Расчет редуктора привода конвейера (стр. 2 из 5)
Основные размеры колес определяют по формулам:
Делительный диаметр колес: 
Диаметр окружностей впадин: 
Диаметр окужностей выступов: 
Межосевое расстояние: 
Ширина зубчатого венца: 
Расчет первой передачи (шевронная передача)
| Вращающий момент на шестерне | Тн, Н/мм | 64,5 |
| Число зубьев шестерни | Z1 | 18 |
| Передаточное число передачи | U | 8 |
| Определение числа зубев колеса Z2 | 144 | |
| Расчетное значение модуля m, мм | 2,150691 | |
| Выбранный коэффициент YF | 4,12 | |
| Допускаемые напряжения σF, Мпа | 260 | |
| Эквивалентное число зубьев шестерни ZV | 24,69 | |
| Предварительно принятый угол наклона зуба β° | 30 | |
| Коэффициент Yβ | 0,815429 | |
| Коэффициент KFα | 0,636585 | |
| Коэффициент εα | 1,727971 | |
| Коэффициент нагрузки KF | 1,5 | |
| Отношение Ψm | 18 | |
| Принятое значения модуля | m | 2 |
| Межосевое расстояние | aw= | 180 |
| Уточненнное значение угла наклона зуба | beta | 25,84 |
| Делительный диаметр шестерни | d1= | 40 |
| Делительный диаметр колеса | d2= | 320 |
| Диаметр впадин шестерни | df1= | 35 |
| Диаметр впадин колеса | df2= | 315 |
| Диаметр выступов шестерни | da1= | 44 |
| Диаметр выступов колеса | da2= | 324 |
Расчет второй передачи (косозубая передача)
| Вращающий момент на шестерне | Тн, Н/мм | 441 |
| Число зубьев шестерни | Z1 | 24 |
| Передаточное число передачи | U | 3,15 |
| Определение числа зубев колеса Z2 | 76 | |
| Расчетное значение модуля m, мм | 4,190781 | |
| Выбранный коэффициент YF | 3,85 | |
| Допускаемые напряжения σF, Мпа | 260 | |
| Эквивалентное число зубьев шестерни ZV | 25,64 | |
| Предварительно принятый угол наклона зуба β° | 12,00 | |
| Коэффициент Yβ | 0,914286 | |
| Коэффициент KFα | 0,635189 | |
| Коэффициент εα | 1,731767 | |
| Коэффициент нагрузки KF | 1,5 | |
| Отношение Ψm | 10 | |
| Принятое значения модуля | m= | 5 |
| Межосевое расстояние | aw= | 260 |
| Уточненнное значение угла наклона зуба | beta | 16,73 |
| Делительный диаметр шестерни | d1= | 125,3012 |
| Делительный диаметр колеса | d2= | 394,6988 |
| Диаметр впадин шестерни | df1= | 112,8012 |
| Диаметр впадин колеса | df2= | 382,1988 |
| Диаметр выступов шестерни | da1= | 135,3012 |
| Диаметр выступов колеса | da2= | 404,6988 |
Расчет третьей передачи (прямозубая передача)
| Вращающий момент на шестерне | Тн, Н/мм | 1505 |
| Число зубьев шестерни | Z1 | 21 |
| Передаточное число передачи | U | 2 |
| Определение числа зубев колеса Z2 | 42 | |
| Расчетное значение модуля m, мм | 7,568309 | |
| Выбранный коэффициент YF | 4,12 | |
| Допускаемые напряжения σF, Мпа | 260 | |
| Эквивалентное число зубьев шестерни ZV | 21,00 | |
| Угол наклона зуба β° | 0,00 | |
| Коэффициент Yβ | 1 | |
| Коэффициент KFα | 0,66609 | |
| Коэффициент εα | 1,651429 | |
| Коэффициент нагрузки KF | 1,5 | |
| Отношение Ψm | 8 | |
| Принятое значения модуля | m | 8 |
| Межосевое расстояние | aw= | 250 |
| Делительный диаметр шестерни | d1= | 166,6667 |
| Делительный диаметр колеса | d2= | 333,3333 |
| Диаметр впадин шестерни | df1= | 146,6667 |
| Диаметр впадин колеса | df2= | 313,3333 |
| Диаметр выступов шестерни | da1= | 182,6667 |
| Диаметр выступов колеса | da2= | 349,3333 |
Сведем расчетные данные в таблицу 2.2
Таблица 2.2
| Передача 1 | Передача 2 | Передача 3 | |
| z1 | 18 | 24 | 21 |
| U | 8 | 3,15 | 2 |
| z2 | 144 | 75,60 | 42 |
| m | 2 | 5 | 8 |
| aw | 180 | 260 | 250 |
| d1 | 40 | 125,3012 | 166,6667 |
| d2 | 320 | 394,6988 | 333,3333 |
| da1 | 44 | 135,3012 | 182,6667 |
| da2 | 324 | 404,6988 | 349,3333 |
| df1 | 35 | 112,8012 | 146,6667 |
| df2 | 315 | 382,1988 | 313,3333 |
| beta | 25,84193 | 16,72594 | 0 |
| bw1 | 75 | 50 | 71 |
| bw2 | 70 | 45 | 64 |
2.1.2 Проверочный расчет передач
Уточнение расчетной нагрузки
Расчетная нагрузка на зубчатые колеса складывается из :
· полезной или номинальной нагрузки в предположении, что она распределяется по длине зубьев равномерно;
· дополнительной нагрузки, связанной с неравномерностью распределения номинальной нагрузки из – за погрешности изготовления и деформаций деталей передач.
Дополнительные нагрузки учитываются коэффициентом нагрузки при расчете на изгибную усталость [2, с. 31-34]:
Расчетная нагрузка
Дополнительная нагрузка в значительной степени определяется точностью изготовления передач.
Таблица 2.3
| Передача 1 | Передача 2 | Передача3 | |
| KFβ | 1,5 | 1,1 | 1,1 |
| KFV | 1,05 | 1,02 | 1,01 |
| ψbd | 0,9 | 0,4 | 0,4 |
| KF | 1,575 | 1,122 | 1,11 |
| Ft,кН | 3200 | 7350 | 20000 |
| Ftp,кН | 5040 | 9000 | 22000 |
Проверочный расчет фактических изгибных напряжений
Фактические напряжения изгиба σF, Н/мм2, в опасных сечениях основания зубьев шестерен определяют по формулам:
для цилиндрических передач [2, с.34-35], значения всех коэффициентов [2, с.16-19]
Фактические напряжения изгиба в опасном сечении зуба колеса определяют по упрощенной зависимости
Таблица 2.4
| Передача 1 | Передача 2 | Передача 3 | |
| YF1 | 4,12 | 3,85 | 4,12 |
| YF2 | 3,75 | 3,73 | 3,75 |
| Yβ | 0,82 | 0,91 | 1 |
| εα | 1,73 | 1,73 | 1,65 |
| KFα | 0,73 | 0,67 | 1 |
| σF1 , МПа | 155 | 90 | 177 |
| σF2 ,МПа | 170 | 90 | 172 |
Проверочный расчет фактических контактных напряжений
Фактические контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев σF1, Н/мм2, определяют по формулам:
для цилиндрических передач [2, с. 35-36]
Таблица2.5
| Передача 1 | Передача 2 | Передача 3 | |
| z1 | 18 | 24 | 21 |
| zK | 0,82 | 0,8 | 0,85 |
| KHβ | 1,35 | 1,07 | 1,07 |
| KHV | 1,06 | 1,03 | 1,01 |
| KHα | 1,15 | 1,15 | 1 |
| U | 8 | 3,15 | 2 |
| σH , МПа | 732 | 470 | 800 |
Допускаемые напряжения при проверочном расчете на изгибную выносливость
Согласно с [2, с.37-39]
Тогда необходимый предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений:
где
получено ранееSF=1.7
YN-коэффициент долговечности, учитывающий изменение [σF] при числе
циклов нагружения, меньшем базового, YN=1
при NFE > NFlim,
при NFE<NFlim(YNmax=4 при qF=6;YNmax=2,5 при qF =9);