Расчет редуктора привода конвейера (стр. 3 из 5)
NFlim=4·106-базовое число циклов напряжений;
NFE=60cnLhKFE 
YR-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зубьев, YR=1-для шлифования и зубофрезерования RZ 
40 (5,4кл);YR=1,05-полирование при цементации, ритроцементации, азотировании, закалке ТВЧ и т.д.;
YX=1,050-0,000125d-коэффициент, учитывающий чувствительность материала и конструкции напряжений;
Yδ=1,082-0,172lg m-коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса
Таблица 2.6
| 1 передача | 2 передача | 3 передача | ||||||||
| шестерня | колесо | шестерня | колесо | шестерня | колесо | |||||
| [σF] | 53.2 | 31.6 | 36 | 37.8 | 127.8 | 144 | ||||
| SF | 1.7 | 1.7 | 1.7 | 1.7 | 1.7 | 1.7 | ||||
| c | 1 | 1 | 1 | 1 | 1 | 1 | ||||
| YR | 1.05 | 1.05 | 1.05 | 1.05 | 1.05 | 1.05 | ||||
| YN | 1 | 1 | 1 | 1 | 1 | 1 | ||||
| qF | 6 | 6 | 6 | 6 | 6 | 6 | ||||
| Lh | 11520 | 11520 | 11520 | 11520 | 11520 | 11520 | ||||
| KFE | 0,32 | 0,32 | 0,32 | 0,32 | 0,32 | 0,32 | ||||
| NFE | 650*106 | 81,3*106 | 53*106 | 27*106 | 25*106 | 12*106 | ||||
| NFlim | 4*106 | 4*106 | 4*106 | 4*106 | 4*106 | 4*106 | ||||
| Yδ | 1,03 | 1,03 | 0,96 | 0,96 | 0,96 | 0,96 | ||||
| YX | 1.045 | 1.01 | 1.03 | 0.99 | 1 | 1 | ||||
| σFlim | 233 | 264,5 | 146,5 | 151,4 | 288,6 | 298 | ||||
Допускаемые напряжения при проверочном расчете на контактную выносливость
Согласно с [2, с.39-41]
тогда необходимый предел контактной выносливости поверхностей
зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений NHlim
ZN-коэффициент долговечности , учитывающий изменение [σН]
при числе циклов нагружения, меньшем базового; ZN=1 при NHE>NHlim,
NHE=60cnLhKHE
-коэффициент эквивалентности нагрузки, для типовойдиаграммы нагрузки
z=zRzVzX;
ZR-коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости
сопряженных поверхностей зубьев; zR=1-7-й класс (Ra=1,25…0,63),
zR=0,95-6-й класс (Ra=2,5…1,25),zR=0,9-5-4-й класс(RZ=40…10);
zV-коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости
zX- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса
Таблица 2.7
| 1 передача | 2 передача | 3 передача | |
| z | 1 | 1 | 1 |
| SN | 1,2 | 1,2 | 1,2 |
| NHlim | 85*106 | 85*106 | 85*106 |
| KHE | 0,473 | 0,473 | 0,473 |
| NHE | 190*106 | 120*106 | 92*106 |
| zN | 0,74 | 0,83 | 1 |
| σHlim , МПа | 870 | 564 | 924 |
2.1.3 Выбор материалов зубчатых передач
Для однозначного выбора марки стали необходимо иметь следующую информацию [2, с.41-45]
1. Вид заготовки
Так как da ≤ 600 мм во всех передачах => принимаются кованные заготовки.
2. Конструкция шестерен
При da/ dв ≤ 2 шестерню изготавливают заодно с валом (вал – шестерня), при da/ dв >2 шестерня по экономическим соображениям выполняется съемной.
Передача 1: da/ dв = 65/42 = 1,53 < 2 => шестерня изготавливается заодно с валом.
Передача 2: da/ dв =143/38 = 3,76 > 2 => шестерня съемная.
Передача 3: da/ dв = 180/51 = 3,5 > 2 => шестерня съемная.
3. Толщина обода заготовки S, определяющая прокаливаемость сталей:
Данные полученные в результате расчетов заносим в таблицу 2.8
Таблица 2.8
| Sшестерни , мм | Sзубч.колеса , мм | |
| Передача 1 | 22 | 12 |
| Передача 2 | 43 | 30 |
| Передача 3 | 54 | 48 |
Выбираем сталь 40 ХН
2.1.4 Конструирование зубчатых колес
Конструктивная форма колес зависит от их размеров, материала, а также от технологии производства заготовки и механической обработки.
Колеса с
выполняют с дисками облегченной формы. Определим размеры конструктивных элементов дисковых колес, размеры которых приведены на рисунке 
Рис.2. Эскиз цилиндрического зубчатого колеса при 
Согласно с [2, с.63, табл.4.1]
Таблица 2.10
| первая передача | вторая передача | третья передача | |||
| 1 | 2 | 1 | 2 | 1 | 2 |
| delta0 | 7,6 | 14 | 20 | ||
| C | 9 | 15,5 | 24 | ||
| DK | 299,8 | 354,1988 | 273,3333 | ||
| dст | 85 | 85 | 127,5 | 127,5 | 146,2 |
| D0 | 192,4 | 240,8494 | 209,7667 | ||
| lст | 50 | 50 | 75 | 75 | 86 |
| d0 | 53,7 | 56,6747 | 31,78333 | ||
| R | 6 | 6 | 6 | ||
| f, мм/45 | 1,5 | 3,5 | 3,5 | 4 | 4 |
| К | 2 | 2 | |||
| S | 12,5 | 18,5 | |||
2.2.1 Проектный расчет цепи
Рассчитать цепную передачу с роликовой цепью при следующих данных:
n1 = 19,8 мин-1 - частота вращения ведущей звёздочки
n2 = 6,6 мин-1 - частота вращения ведомой звёздочки
P= 4,8 кВт - мощность, передаваемая ведущей звездочкой
Работа передачи - непрерывная, спокойная
Передача расположена горизонтально
Натяжение цепи регулируется передвижением вала одной из звёздочек
Смазка передачи капельная
Расчёт передаточного отношения:
Принимае число зубьев меньшей звёздочки:
z1= 30 - число зубьев меньшей звёздочки
где:
z2 - число зубьев большей звёздочки
Принимаем предварительно шаг цепи:
p = 25,4 мм - шаг цепиРасчет скорости цепи :
Расчет окружной силы передачи:
Расчет межосевого расстояния:
2.2.2 Проверочный расчет цепной передач
р= 25,4 мм - шаг цепи
Ft= 493 кН - окружная сила
Работа передачи - непрерывная, спокойная
Передача расположена горизонтально
Натяжение цепи регулируется передвижением вала одной из звёздочек
Смазка передачи капельная
Принимаем по ГОСТ 13568-75:
B= 15,88 мм – диаметр втулки
Площадь проекции опорной поверхности шарнира определяем по формуле:
На основании чего принимаем цепь ПР-25.4-6000
Принимаем коэффициент согласно условиям работы:
k1= 1 - коэффициент динамичности нагрузки
k2= 1 - коэффициент способа регулировки натяжения цепи
k3= 1 - коэффициент межосевого расстояния передачи
k4= 1 - коэффициент наклона линии звёздочек к горизонту
k5= 1 - коэффициент способа смазки цепи
k6 = 1 - коэффициент режима работы
Следовательно коэффициент эксплуатации передачи k= 1
Расчет допускаемой окружной силы:
где:
[q]= 35 Мпа - допускаемое давление в шарнире
Проверка цепи на износоустойчивость:
