4. Составление таблицы исходных данных

Предварительно на кинематической схеме привода нумеруются валы по порядку, начиная с вала, который непосредственно связан с валом электродвигателя. Далее наносятся обозначения передаточных чисел отдельных ступеней передач и КПД элементов кинематической цепи.

При расчете за мощность электродвигателя принимается расчетная — ,полученная по формуле:

где: — номинальный вращающий момент на ИМ, кНм;

— общий КПД привода;

— угловая скорость вращения вала ИМ конвейера, рад/с.

№ валов
1
2
3
4

5. Оценка точности расчетов

где: — номинальный вращающий момент на ИМ, Нм;

— частота вращения вала ИМ, об/мин;

— расчетный вращающий момент на четвертом валу, Нм;

— расчетная частота вращения четвертого вала, об/мин.

Расхождение в скоростях и моментах менее 5%.

2. Расчет быстроходной ступени

6. Выбор материала

Выбор материала для зубчатых колес первой ступени редуктора.

Выбор материала для зубчатых колес обуславливается необходимостью обеспечения достаточной изгибной и контактной прочности зубьев, характером производства, требованием к габаритам передачи и др.

Основными материалами для зубчатых колес являются термически обрабатываемые стали. В данном проекте, исходя из изложенных требований для обеспечения сравнительно небольших габаритов и невысокой стоимости передачи, принимаем для изготовления колеса и шестерни Сталь 40ХН с термической обработкой: для колеса и для шестерни - улучшение.

Шестерня: материал - сталь 40. Термообработка - улучшение.

Твердость сердцевины - HB=280.

Твердость поверхности:

HB=280

Колесо: материал - сталь 40. Термообработка - улучшение.

Твердость сердцевины - HB=250.

Твердость поверхности:

HB =250

7. Допускаемые контактные напряжения.

Допускаемые контактные напряжения _HP для прямозубой передачи определяются меньшим из двух значений допускаемых напряжений.

Здесь _HPlim- предел контактной выносливости материала, принимаемый по рекомендациям в зависимости от термообработки:

для шестерни:

для колеса:

S_H - коэффициент запаса прочности, принимаемый по рекомендациям:

для шестерни S_H1=1,1;

для колеса S_H2=1,1.

Z_N- коэффициент долговечности.

- базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

где: - среднее значение твердости рабочей поверхности зубьев.

- число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы.

Шестерня:

Колесо:

При постоянной нагрузке на передачу с двумя зубчатыми колесами

Здесь n - частота вращения шестерни, об/мин;

L_h- ресурс передачи, ч.

Определяем ресурс передачи:

(ч)

где: =5 — число лет работы;

=0,5 — коэффициент годового использования передачи;

=0,33— коэффициент суточного использования передачи.

Шестерня:

Колесо:

При изменяющейся по ступенчатой циклограмме нагрузка на передачу

Здесь T_i - крутящий момент, соответствующий i-й ступени циклограммы нагружения

Шестерня:

Колесо:

Так как > в обоих случаях, то

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев. Значение Z_R, общее для шестерни и колеса, принимают в зависимости от параметра шероховатости более грубой поверхности зуба пары шестерня-колесо.

Z_R = 1. При R_a от 1,25 до 0,63 (шлифовка);

Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость.

В проектировочном расчете принимают Z_V=1.

Для шестерни:

Для колеса:

В качестве допускаемого контактного напряжения передачи принимаем: