Проектирование привода цепного транспортера (стр. 3 из 5)
Сравним полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев шестерни:
.Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.
, 
,где
– модуль зубчатых колёс; 
– угол наклона зуба;Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев
и впадин зубьев 
. 
; 
; 
; 
.Расчёт быстроходной ступени редуктора
Материал колеса и шестерни – сталь 45. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс и шестерни – улучшение, имеем:
для шестерни:,
;для колеса:,
;где
– твёрдость рабочей поверхности зубьев, 
– предел текучести материала.Определим твёрдость зубьев шестерни и колеса:
; 
.Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость
и на изгибную выносливость 
по таблице 4.1., учитывая режим работы №3: 
; 
.Определим число циклов перемены напряжений.
Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно:
, 
,где
–ресурс передачи; 
и 
– частота вращения шестерни и колеса соответственно; 
= 
=1 – число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.Числа циклов
перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3. определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно: 
, 
, 
.Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость:
,где
– коэффициенты приведения на контактную выносливость; 
– суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.Так как
, то принимаем 
и 
, то 
.Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость:
, 
,где
– коэффициенты приведения на изгибную выносливость; – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.Так как
и 
, то принимаем 
.Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим
для шестерни:
, 
, 
для зубчатого колеса:
, 
, 
, 
,где
и 
– длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; 
и 
– длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; 
– твёрдость зубьев шестерни или колеса.Определим предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения:
, 
, 
где
– предел текучести материала колеса или шестерни; 
–твёрдость зубьев шестерни или колеса.Проверим передачу на контактную выносливость:
, 
, 
, 
.Принимаем допускаемое контактное напряжение как меньшее значение:
.Определим 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).Относительная ширина зубчатого венца находится по формуле
, 
=4.5 – передаточное число данной ступени редуктора.По таблице 5.2. и 5.3, схемы 2 расположения зубчатых колёс относительно опор и варианта соотношения термических обработок “a” находим
, 