2.1.2.2 Выбор материала шестерни по заданному материалу колеса и расчет допустимых напряжений

Зубчатые колеса изготовляют из углеродистой или легированной стали (таблица Б.5), а при больших размерах (диаметр более 500 мм) применяют стальное литье [1, с. 173, табл. 9.6].

Необходимая твердость шестерни [1, с. 173, табл. 9.6]:

НВ₁  НВ₂ + (20…30);

где НВ₂ – средняя твердость колеса.

Следует иметь в виду, что механические характеристики шестерни должны быть выше характеристик колеса. Возможно изготовление шестерни и колеса из стали одной и той же марки, но с разной термообработкой. Например, можно изготовить шестерню из стали 40Х улучшенной, а колесо — из стали 40Х нормализованной.

Для лучшей приработки зубьев при их твердости до 350 НВ рекомендуют иметь твердость шестерни больше твердости колеса не менее чем на 20...30 единиц (твердость по Бринеллю).

Материал для шестерни выбирают обычно несколько прочнее, чем для колеса, так как напряжение при изгибе в зубьях шестерни выше, чем в зубьях колеса, и число циклов нагружений для зуба шестерни больше.

Исходя из данных условий: НВ₂ = (194 + 263) / 2 = 228,5;

НВ₁ = 228 + (20…30) = 248…258.

Этому требованию удовлетворяет сталь 30ХГТ улучшенная, твердость 235…280.

Расчетная твердость НВ₁ = (235 + 280) / 2 = 257,5.

2.1.2.3 Определение расчетного крутящего момента, который передает редуктор

Допускаемые контактные напряжения [_Н] (МПа) при расчете на усталость зубьев при изгибе для прямозубых передач определяют раздельно для шестерни и колеса (и принимают окончательно меньшее значение) по формуле [1, с. 151, форм. 9.10]:

,

где _Нlimb – предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев, см. табл. Б.6 [1, с. 174, табл. 9.8];

К_HL– коэффициент долговечности. Он учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи, а также возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач [1, с. 151], принимаем К_HL = 1.

S_H – коэффициент безопасности [1, с. 151], принимаем S_H = 1,1.

Рассчитываем предел контактной выносливости:

для колеса:

_Нlimb2 = 2  НВ₂ + 70 = 2  228,5 + 70 = 527 МПа,

для шестерни:

_Нlimb1 = 2  НВ₁ + 70 = 2  257,5 + 70 = 585 МПа.

Допустимые контактные напряжения:

[_Н]₂= 0,9ּ(5271) / 1,1 = 479 МПа;

[_Н]₁= 0,9ּ(5851) / 1,1 = 532 МПа.

Расчет крутящего момента на колесе (для прямозубых передач) ведем по наименьшему допустимому напряжению: [_Н] = 479 МПа по формуле [1, с. 162, форм. 9.39]:

, Н∙мм;

где К_H – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и принимаемый в зависимости от ψ_ва (таблица Б.8) [1, с. 180, табл. 9.17], принимаем К_H = 1,1;

К_а – коэффициент межосевого расстояния, учитывающий вид зацепления зубьев, К_а = 49,5 для прямозубых передач.

= 1932888,5 Н∙мм.

2.1.3 Кинематический расчет

Исходными параметрами при расчете привода являются мощность Р на рабочем валу машины и угловая скорость w (или частота вращения n) этого вала.

2.1.3.1 Определение частоты вращения выходного вала

Частота вращения выходного вала:

23,89 мин^-1 = 23,89 об/мин.

Угловая скорость выходного вала:

2,5 с^-1 = 2,5 рад/с.

2.1.3.2 Расчет мощности выходного вала

Мощность выходного вала [1, с. 67, формула 5.4]:

Р_вых = Т₂  _вых = 1932888,5  10^-3  2,5 = 4832,2 Вт,

Р_вых = 4,8 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя:

5,16 кВт,

где _общ – общий КПД привода, который определяется как произведение КПД всех элементов, последовательно передающих вращение от электродвигателя на приводной вал транспортера с учетом потерь на трение в подшипниках [1, с. 68, форм. 5.6]:

η_общ = η_рη_зη_ц…..

где η_рη_зη_ц и т.д. – КПД, учитывающие потери в отдельных ступенях передачи (ременных, цепных, зубчатых и т.д.).

Тип передачи	η закрытых передач	η открытых передач
Зубчатая цилиндрическая	0,96 …0,98	0,92 …0,95
Зубчатая коническая	0,95 …0,97	0,91 …0,93
Червячная передача	0,7 …0,9
Волновая передача	0,65 …0,92
Цепная передача	0,95 …0,97	0,9 …0,93
Ременная передача		0,93 …0,98

Согласно расчету требуемой мощности, выбираем электродвигатель, см. таблица Б.1 [1, с. 70-71, табл. 5.1], так, чтобы Р_Эд > Р_тр.

Проверяем выбранный двигатель на 5,5 кВт (таблица Б.1) [1, с. 70-71, табл. 5.1] на перегрузку:

.

Обязательное условие: ΔР < 15 %.

Необходимую мощность (5,5 кВт) имеют четыре двигателя, которые отличаются скоростью вращения. Выбранные типоразмеры двигателей (по Р_тр) заносим в таблицу 2.3.