, .

Передаточное число редуктора принимаем u_ред = 4 [8, раздел 2], тогда передаточное число открытой передачи составит

=.

2 Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах

2.1 Расчет элементов привода выполняем по расчетной мощности Р_эд электродвигателя. Обозначим валы привода (рисунок 2): I – быстроходный вал редуктора; II – тихоходный вал редуктора; III – приводной вал конвейера.

Для каждого вала определяем частоту вращения n, об/мин, мощность Р , кВт, и вращающий момент Т, .

Рисунок 2 – Обозначение валов привода

2.2 Определяем частоту вращения каждого вала по формулам

;

;

;

.

2.3 Определяем мощность на каждом валу по формулам

;

;

;

.

2.4 Определяем крутящий момент на каждом валу по формулам

3 Расчет передач

3.1 Расчет зубчатой передачи редуктора

3.1.1 Выбор твердости, термообработки и материала зубчатой передачи

Принимаем для шестерни и колеса сталь 40Х ГОСТ 4543-71. Механические характеристики материалов представлены в таблице 2 [2, раздел 3.2].

Таблица 2 – Механические характеристики материалов зубчатых колес

Наименование	Марка стали	Вид ТО	Диаметр заготовки	Твердость НВ	Расчетная твердость НВ
шестерня	40Х	У	До 120	257…285	270
колесо	40Х	Н	Любой	200…230	220

4 Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни и колеса прямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие

,

поэтому принимаем HB₁ = 270; HB₂ = 220.

3.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений , МПа, для шестерни и колеса по формуле

;

МПа;

МПа.

Определяем допускаемые контактные напряжения , МПа, для шестерни и колеса по формуле

,

где K_НL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы. При длительном сроке службы и постоянном режиме работы K_НL = 1 [2, раздел 3.2];

S_Н – коэффициент безопасности Для нормализованных или улучшенных колес S_Н = 1,1 [2, раздел 3.2].

;

.

Для прямозубых передач из нормализованных или улучшенных сталей за расчетное допускаемое контактное напряжение принимаем меньшее из напряжений, определенных по материалу шестерни [σ_H1], и колеса [σ_H2].

Принимаем .

3.1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Определяем предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений , МПа, для шестерни и колеса по формуле

;

;

.

Определяем допускаемые напряжения изгиба , МПа, для шестерни и колеса по формуле

,

гдеK_FL – коэффициент долговечности. При длительном сроке службы и постоянном режиме работы K_FL = 1 [2, раздел 3.3];

S_F – коэффициент безопасности. Определяется как произведение двух коэффициентов

,

где–коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес при вероятности неразрушения 99%. Для нормализованных и улучшенных колес = 1,75 [2, раздел 3.3];

–коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Для поковок и штамповок [2, раздел 3.3].

;

;

.

3.1.4 Проектный расчет зубчатой передачи

Определяем внешний делительный диаметр колеса , мм, по формуле

,

где –коэффициент вида конических колес. Для колес с прямыми зубьями при твердости колес H<350HB [8, раздел 4.2];

u_ред – передаточное число зубчатой передачи редуктора,u_ред = 4;

Т_II – вращающий момент на валу колеса, Т_II = 198,2 Н∙м;

[σ_H]– допускаемые контактные напряжения, [σ_H]= 463,6 МПа;

K_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

по длине зуба.

Для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями K_Нβ= 1,1 [2, раздел 3.4].

.

Определяем углы делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂ по формулам

;

.

Определяем внешнее конусное расстояние , мм, по формуле

.

Определяем ширину зубчатого венца , мм, по формуле

,

где ψ_R – коэффициент ширины венца ψ_R= 0,285 [2, раздел 3.4].

,

принимаем b = 44 мм.

3.4.5 Определяем внешний окружной модуль , мм, по формуле

,

где υ_F – коэффициент вида колес. Для колес с прямыми зубьями υ_F = 0,85 [8, раздел 4.2];

[σ_F]– меньшее из значений [σ_F1] и [σ_F2]; [σ_F]= [σ_F2] = 226,3 МПа;

K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба Для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями K_Fβ =1,0 [8, раздел 4.2].

.

Определяем число зубьев шестерни z₁ и колесаz₂ по формулам

;,

принимаем z₁ = 43; колеса z₂ = 174.

Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи по формуле

; .

Определяем расхождение с ранее принятым передаточным числом по формуле

Отклонение в допустимом пределе.

Уточняем углы делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂

.

Принимаем коэффициенты смещения инструмента. x_n1 = 0; x_n2= [8, раздел 4.2].

Определяем внешние делительные диаметры , мм, шестерни и колеса по формуле

;

.

Определяем внешние диаметры вершин зубьев , мм, шестерни и колеса по формуле

;

Определяем внешние диаметры впадин зубьев , мм, шестерни и колеса по формуле

Определяем средние делительные диаметры , мм, шестерни и колеса по формуле

_;

.

Уточняем внешнее конусное расстояние

.

Определяем окружную скорость , м/с, по формуле

;

.

По полученному значению υ, м/с, назначаем 9-ю степень точности передачи [8, раздел 4.1].

3.15 Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи на контактную прочность

Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие

,

где K_Hα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, K_Hα = 1 [8, раздел 4.2];

K_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба,K_Нβ =1,1 [8, раздел 4.2];

K_Hυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. ПринимаемK_Hυ = 1,017 [8, раздел 4.1].

.

Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба

Определяем эквивалентное число зубьев для шестерни и колеса при

.6.1 той передачиβ = 35° по формуле

;

;

.

Определяем для шестерни и колеса коэффициенты формы зуба [8, раздел 4.2]

Y_F1 = 4,4; Y_F2 = 3,76.

Для обеспечения выносливости зубьев при изгибе, должны выполняться условия [8, раздел 4.2]

,

,

где Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба, Y_β = 0,88;

K_Fα– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, K_Fα= 1;

K_Fυ– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Принимаем K_Fυ= 1,05.

;

.

3.16 Определяем силы , Н, в зубчатом зацеплении по формулам

- окружные силы

; ;

- радиальные силы

- осевые силы

3.2 Расчет цепной передачи

Исходные данные для расчета цепной передачи:

мощность на ведущей звездочке

• передаточное число цепной передачи

• частота вращения

Передача нерегулируемая, работает при спокойной нагрузке, с периодической смазкой, расположена горизонтально.

Рекомендуемое число зубьев меньшей звездочки:

принимаю (табл. 4.5[1]).

3.3.3 Число зубьев ведомой звездочки

принимаю .

Расчетная мощность, передаваемая цепью

где - коэффициент эксплуатации;

где - коэффициент динамичности нагрузки, при спокойной нагрузке;

- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние; при a = (30…50)t ; ( [1] стр. 68)

- коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, для горизонтальной передачи ; ( [1] стр. 68)

- коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи, для нерегулируемых передач ; ( [1] стр. 68)

- коэффициент, учитывающий характер смазки, при периодической смазке ; ( [1] стр. 68)

- коэффициент периодичности работы, при односменной работе ( [1] стр. 68)

;

Выбираю цепь ПЗ-19,05-105-69 со следующими параметрами:

шаг t = 19,05мм;

высота цепи h = 20,1мм;

масса 1 метра цепи q = 5,91кг/м;

разрушающая нагрузка Q = 105кH; (табл. 3.2.1 [8]).

Скорость цепи

.

Окружная сила, действующая на цепь

.

Давление в шарнирах цепи

Анализируя полученный результат, видим, что необходимое условие прочности цепи выполняется т.к.

Допускаемая максимальная частота вращения малой звездочки (табл. 4.4 [1])

Число звеньев в цепи (длина цепи, выраженная в шагах):

,

приняв межосевое расстояние , получим:

т.к. число звеньев должно быть целым принимаем .

Делительные диаметры звездочек

Центробежная сила, действующая на цепь

Сила натяжения от провисания цепи

;

где - коэффициент, зависящий от стрелы провисания f и расположения передачи. Для горизонтальных передач принимают([1] стр.69).

Расчетный коэффициент запаса прочности

Условие прочности выполняется: где [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности (табл. 4.10 [1]).

Уточненное межосевое расстояние:

Определяем консольную силу , Н, на тихоходном валу от цепной передачи по формуле_.