Проектирование привода цепного транспортера (стр. 2 из 5)
Так как
, то принимаем 
.Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим, что
, 
, 
, 
– для шестерни и 
, 
, 
, 
– для зубчатого колеса,где
и 
– длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; 
и 
– длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; Найдём предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения: 
, 
, 
, 
, где 
– предел текучести материала колеса или шестерни;Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при неограниченном ресурсе передачи:
, 
, 
, 
, где 
и – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности.Проверим передачу на контактную выносливость и изгибную выносливость:
, 
, 
, 
.Выбираем допускаемое контактное напряжение как меньшее из значений:
. 
Принимаем
Определим предварительное значение межосевого расстояния:
где ψа = 0,4 – коэффициент ширины тихоходной ступени.
=4– передаточное число ступени редуктора; 
= 210.3 МПа – допускаемое контактное напряжение; 
=1.04 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяем по рис. 6.2; 
=422.4Н м– крутящий момент на валу колеса; 
– коэффициент нагрузки на контактную выносливость, определяется следующим образом.Найдём коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:
и 
,где
и 
– коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; 
и 
– коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). 
- для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке;Коэффициент
определяется по табл. 5.4 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая косозубая). Находим, что 
и 
. Теперь находим значения коэффициентов нагрузки 
и 
.Принимаем а = 250 мм
Определяем рабочую ширину колеса:
.Ширина шестерни:
.Вычислим модуль передачи по формуле:
,где 
=215.7МПа–изгибное напряжение на колесе; 
, 
. Тогда 
. Из стандартного ряда значений 
по ГОСТ 9563–60 выбираем значение 
.Определим минимально возможный угол наклона зуба
.Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:
. Округляем это число и получаем 
.Определяем действительное значение угла
и сравниваем его с минимальным значением: 
.Найдём число зубьев шестерни
и колеса 
, учитывая что минимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи 
; 
.Найдём фактическое передаточное число передачи:
. Таким образом отклонение фактического передаточного числа данной ступени редуктора от номинального значения 
.Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим:
где 
– коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость; 
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл. 6.4; 
– коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.2 лит. 1; 
– коэффициент, учитывающий наклон зуба.Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса:
.Для шестерни:
,где
и 
– коэффициенты, учитывающие форму зуба, определяются по табл. 6.2.