А) Допускаемые контактные напряжения
Технические данные.
Редуктор-понижающая передача, частота вращения на входе на несколько раз больше чем на выходе, а крутящий момент на входе в несколько раз меньше чем на выходе.
Т-вращающий момент (Н*м)
n-частота вращения (об/мин.)
| Двигатель приводной | |
| Муфта соединительная | |
| Передача ременная | |
| Редуктор зубчатый | |
| Конвейер ленточный |
Исходные данные.
F=2,6 (Кн.) (сила напряжения конвейерной ленты).
V=1,75 м/с
D=400 мм
L=8 лет (срок службы привода).
Коэффициенты использования
Кгод=0,7
Ксут=0,6
Общие требования:
Редуктор должен быть закрытым.
Редуктор реверсивный.
I Выбор приводного электродвигателя.
1)Определение требуемой мощности приводного электродвигателя.
T2-определение вращающего момента, возникающего на ведомом валу зубчатого редуктора.
Т2=Тб
Тб=F *D/2
Т2=520 [Н*м]
2)Угловая скорость
Итог: Т2=520 Н*м
n2=83,6[об/мин]
3)Определение КПД всего привода; редуктора
Вывод: в качестве приводного двигателя рекомендуется асинхронный электродвигатель серии 4А132S8/720, обладает следующими характеристиками:
Номинальная мощность
Рдв=5,5 [кВт]
Рабочая частота
nдв=720 [об/мин]
Диаметр вала двигателя
dдв=48 [мм].
II Кинематический расчет привода ленточного конвейера.
Определение общего передаточного значения привода.
1) 
,где nдв=720[об/мин], n2=83,5[об/мин]
2)Разбивка общего передаточного отношения на простые передачи.
На ременную и зубчатый редуктор.
; где 
;к расчету 
3)Определение отклонения требуемого значения передаточного отношения привода от предполагаемого.
Итого: 
4)Определение частоты вращение валов привода.
*Определение частоты вращения ведущего вала ременной передаци.
**Определение частоты вращения ведомого вала решенной передачи.
***Определение частоты вращения ведомого вала зубчатого редуктора.
5)Определение вращающего момента, возникающего на валах привода.
*Определение вращающего момента, воздействующего на ведущем валу ременной передачи, без учета потерь.
**Определение вращающего момента, возникающего на ведомом валу ременной передачи, без учета потерь.
***На ведущем валу редуктора
****На ведомом валу редуктора, с учетом трения.
Вывод: для дальнейшего расчета принимается крутящие моменты ведущего вала редуктора 
III Выбор материала для зубчатого колеса и вал-шестерни.
*Среднеуглеродистые конструкционные стали (Ст45; Ст50; Ст55).
**Легированные стали (35Х;35ХН;40ХН;45ХН).
Выберем легированную сталь марки 40Х; кроме того, рекомендуется
Выполнить термическую обработку зубьев колес: следует назначить улучшение.
HB1=260[Мпа].
НВ2=245[Мпа].
Вывод: принимаем к расчету:
]
]
IV Расчет допускаемых напряжений.
А) Допускаемые контактные напряжения.
1)Определение предела контактной выносливости (базового);
Базовым пределом является напряжение, при котором деталь или заготовка может испытывать бесконечное число циклов контактной перемены, не разрушаясь.
Эмпирическая зависимость.
2)Определение коэффициента безопасности:
3)Определение коэффициента долговечности указывает на возможность увеличения допускаемого напряжения для передач с коротким сроком службы (в зоне участка в кривой усталости).
4)Определение базового числа циклов перемены контактных напряжений.
5)Определение фактического (эквивалентного) числа циклов переменных контактных напряжений за весь срок службы.
Где:
с- число зубчатых колес, одновременно находящихся в зацеплении с данным числом расчетных зубчатых колес.
с=1, т.к. проектируемый редуктор одноступенчатый z=1.
n [об/мин]-частота вращения вала, на котором закреплено данное или расчетное зубчатое колесо.
Z1: n1=288[об/мин]
Z2: n2=82,285 [об/мин]
t-срок службы привода в целом, измеренный в часах.
t=L *365*24*kгод*kсут
t=8*365*24*0,7*0,6=29433,6 часов
29433,6*0,56=204823060 циклов
циклов
Если фактическое число циклов
KHL1=kHL2=kHL3=1
Т.к. NHE12>NHO12, то коэффициент долговечности
kHL1=kHL2=1
Вывод: в качестве допускаемого контактного напряжения для косозубого цилиндрического редуктора, применим среднее из двух расчетных значений.
А для прямозубого цилиндрического колеса применяется меньшее из двух расчетных значений т.е. 
Б) Допускаемоенапряжения изгиба.
1) Определение базового предела изгибающей выносливости.
2) Определение коэффициента безопасности при изгибе SF=1,7-2,2
(SF=2 к расчету).
3) Определение коэффициента, учитывающего влияние приложения к зубу двухсторонней нагрузки (учитывающий реверсивное вращение вала).
Если kF-реверсивный, то kF=0,7
kF-нереверсивный, то kF=1
4) Определение коэффициента долговечности при изгибе.
5)Определение базового числа (для всех марок стали).
NFO12=4*106 циклов в т.ч. 40Х.
6)Определение фактического(эквивалентного)числа циклов перемены изгибающих напряжений.
цикла
Т.к. 
7) Максимальные значения допускаемых напряжений изгиба.
Вывод: в качестве допускаемого изгибаемого напряжения принимаем:
(для ведущего вала)
(для ведомого вала).