Привод элеватора (стр. 2 из 5)
, 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; 
– средняя твёрдость зубьев шестерни или колеса.Определим предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения:
,где
– предел текучести материала колеса или шестерни.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
,где
=4 – передаточное число редуктора.По таблице 5.2. и 5.3, схемы 2 расположения зубчатых колёс относительно опор и варианта соотношения термических обработок “a” находим
, 
Тогда
Значения
определяются по табл. 5.6 по известной окружной скорости: 
,где
= 1460 м/с – частота вращения быстроходного вала, 
=270,8 – крутящий момент на валу, 
=4 – передаточное число редуктора,коэффициент
определяется по табл. 5.4 в зависимости от вида передачи.Принимаем 8-ю степень точности изготовления передачи находим, что
и 
.Теперь находим значения коэффициентов нагрузки
Определим предварительное значение диаметра внешней делительной окружности колеса d΄e2:
,где
– коэффициент вида конических колёс 
Из стандартного ряда выбираем по ГОСТ 12289-66 ближайшее стандартное значение диаметра внешней делительной окружности
Определяем предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни d'е1:
Вычислим число зубьев шестерни Z1, учитывая, что минимальное число зубьев для передачи
:По графику находим Z'1 = 12, учитывая таблицу
.Принимаем Z1 = 19
Вычислим число зубьев колеса Z2:
.Найдём окончательное значение передаточного числа:
Определяем углы делительных конусов δ:
δ2 = arctg(U) = arctg (4) = 75,964°
δ1 = 90 - arctg(U) = 90 - arctg (4) = 14,036°
Определяем внешний окружной модуль mte:
Определяем внешнее конусное расстояние Re:
Вычисляем рабочую ширину зубчатого колеса b:
.Принимаем b = 37мм.
Определяем коэффициент смещения инструмента Xn:
По таблице 7.5. для шестерни Xn1 = 0.305, для колеса Xn2 = - 0.305.
Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим:
где YF2 = 3.63 – коэффициент учитывающий форму зубьев колеса. Определяется по табл. 6.2, при коэффициенте смещения Xn2 = - 0.305 и биэквивалентным числе зубьев
. 
- коэффициент вида конических колёс. Определяется по формуле 
Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев:
колеса:
.шестерни:
,где
и 
– коэффициенты, учитывающие форму зуба, определяются по табл. 6.2 лит. 1.Сравним полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев шестерни: