Проектирование привода к ленточному конвейеру (стр. 3 из 6)
Находим отношения для зубчатого колеса по формуле [3.23]
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
3.20 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба F, МПа, согласно ГОСТ 21354-75 по формуле
(3.24)где KF - коэффициент нагрузки определяем согласно [5, c.42] по формуле
KF = KFKFv, (3.25)
где KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по длине зуба, KF = 1,04 [5, c.43];
KFv - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки,
KFv = 1,45 [5,с.43].
KF = 1,041,45 =1,51
МПаусловие F < [F ]2 выполнено.
4. Расчет цилиндрической шевронной передачи
Выбираем материалы: для шестерни сталь 40Х, термическая обработка - улучшение 250 HВ1 , для зубчатого колеса сталь 40Х, термическая обработка - улучшение 220 HВ2
4.1 Предел контактной выносливости Hlimbi, МПа, определяем согласно [5, с.34] по формуле
Hlimbi= 2 HВi + 70,(3.1)
Предел контактной выносливости шестерни Hlimb3, МПа, определяем по формуле [3.1]
Hlimb3 = 2 250 + 70 = 570 МПа
Предел контактной выносливости для зубчатого колеса Hlimb4, МПа, определяем по формуле [3.1]
Hlimb4 = 2 220 + 70 = 510 МПа
4.2 Допускаемые контактные напряжения 
, МПа, определяем согласно [5, c.33] по формуле
(3.2)где KHL- коэффициент долговечности определяем согласно [5, c.33] по
формуле, KHL1 = 1
[SН] - коэффициент безопасности, [SН] = 1,2 [5, с.33]
Допускаемые контактные напряжения для шестерни
, МПа, определяем по формуле [3.2]
МПаДопускаемые контактные напряжения для зубчатого колеса
, МПа, определяем по формуле [3.2] 
МПаРасчетное допускаемое контактное напряжение [sн], МПа, определяем согласно [5, c.35] по формуле
(3.6) 
МПаПроверяем выполнение условия согласно [5, c.35] по формуле
(3.7) 
МПа405 < 525,55 МПа - условие выполнено
4.3 Межосевое расстояние aw, мм, из условия контактной выносливости зубьев определяем согласно [5, c.32] по формуле
(3.8)где KH-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, KH= 1,25 [5, с.32];
ba- коэффициент, ba= 0,8 [5, с.32]
ммБлижайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw= 200 мм
4.4 Нормальный модуль зацепления mn,, мм, определяем согласно [5, c.36] по формуле
mn= (0,010,02) aw (3.9)
mn= (0,010,02) 200 = 2,0 ¸ 4,0 мм
принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 mn= 2,0мм
4.5 Число зубьев шестерни z3 определяем согласно [5, c.37] по формуле
(3.10)где b - угол наклона зуба, предварительно принимаем b =35°
принимаем z3 = 33
4.6 Число зубьев зубчатого колеса z4 определяем по формуле
z4 = z3 u3, (3.11)
z4 = 33 4 = 132
Уточняем значение угла наклона b согласно [5, c.37] по формуле
(3.12) 
откуда находим значение b = 34°25¢
4.7 Делительные диаметры зубчатой передачи di, мм, определяем согласно [5, c.37] по формуле
(3.13)Делительный диаметр шестерни d3, мм, определяем по формуле [3.13]
ммДелительный диаметр зубчатого колеса d4, мм, определяем по формуле [3.13]
мм4.8 Межосевое расстояние aw, мм, уточняем согласно [5, c.37] по формуле
(3.14) 
мм4.9 Диаметры вершин зубчатых колес dai, мм, определяем согласно [5, c.293] по формуле
dai = di + 2mn,(3.15)
Диаметр вершин шестерни da3, мм, определяем по формуле [3.15]
da3 = 80 + 2 = 84 мм
Диаметр вершин зубчатого колеса da4, мм, определяем по формуле [3.15]
da4 = 320 + 2 2 = 324 мм
4.10 Ширину колеса b4, мм, определяем согласно [5, c.294] по формуле
b4 =aw(3.16)
b4 = 0,8 200 = 160 мм
4.11 Ширину шестерни b3, мм, определяем согласно [5, c.294] по формуле
b2 = b4 + 5, (3.17)
b1 = 160 + 5 = 165 мм
4.12 Коэффициент ширины шестерни по диаметру ybdопределяем согласно [5, c.33] по формуле
(3.18) 
4.13 Окружную скорость колес v, м/с, определяем согласно [5, c.294] по формуле
(3.19) 
м/сПри такой скорости для косозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степень точности.
4.14 Определяем коэффициент нагрузки KHсогласно [5, c.39] по формуле
KH= KH KHv KH (3.20)
где KH- коэффициент, KH1,3 [5, с.39];
KHv- коэффициент, KHv= 1 [5, с.40];
KH- коэффициент, KH= 1,06 [5, с.39]
KH= 1,3 1 1,06 1,38
4.15 Проверку контактных напряжений sН, МПа, определяем согласно [5, c.31] по формуле
(3.21) 
МПаусловие H< [H] выполнено
4.16 Окружную силу, действующую в зацеплении, Ft2, Н, определяем согласно [5, c.41] по формуле
(3.22) 
Н4.17 Радиальную силу, действующую в зацеплении, Fr2, Н, определяем согласно [3, c.152] по формуле
(3.23)где 20 - угол зацепления
Н4.18 Допускаемые напряжения определяем согласно [5, c.43] по формуле
(3.24)где Flimbi- значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба, МПа, определяем согласно [5, c.44] по формуле
Flimbi= 1,8 НВi, (3.25)
Значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба для шестерни, Flimb3, МПа, определяем по формуле [3.25]
Flimb3 = 1,8 250 = 450 МПа
Значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба для зубчатого колеса, Flimb4, МПа, определяем по формуле [3.25
Flimb4 = 1,8 220 = 396 МПа
- коэффициент безопасности определяем согласно [5, c.43] поформуле
(3.26)где
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, 
1,75 [5, с.45]; 
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовкизубчатого колеса,
1 [5, с.44] 
Допускаемые напряжения для шестерни
, МПа, определяем по формуле [3.24] 
МПаДопускаемые напряжения для зубчатого колеса
, МПа, определяем по формуле [3.24] 
МПа4.19 Находим отношения согласно [5, c.295] по формуле
(3.27)