Привод элеватора 2 (стр. 2 из 6)
Конусное расстояние
Ширина колес
.По ряду нормальных линейных размеров принимаем b=30 мм.
2.3 Модуль передачи и числа зубьев
На практике применяют следующий метод определения чисел зубьев и модуля колес:
определяют предварительное значение делительной окружности шестерни
Затем по графику, построенному для колес с круговыми зубьями (рис.2.9 [1]) находят число зубьев z1.
Т.о., z1=12. Минимальное число зубьев шестерни при u=3,57 и β=35° равно 8, следовательно, это условие удовлетворено.
Число зубьев колеса z2=12∙3,57=43.
Внешний окружной модуль передачи
2.4 Фактическое передаточное число
. Отклонение от заданного передаточного числа 
не превышает допустимой погрешности в 4%.2.5 Окончательные значения размеров колес
Угол делительного конуса колеса:
Угол делительного конуса шестерни:
Делительный диаметр шестерни:
Делительный диаметр колеса:
Внешний диаметр шестерни с круговым зубом:
Внешний диаметр колеса с круговым зубом:
Коэффициент смещения xn принимают по таблице 2.10 [1]. Для передач, у которых z и u отличаются от указанных в таблице, коэффициенты принимают с округлением в большую сторону. Т.о., xn1=0,41, xn2=-0,41.
2.6 Силы в зацеплении
Окружная сила на среднем диаметре колеса
Осевая сила на шестерне:
Радиальная сила на шестерне:
Коэффициенты
и 
для угла β=35° определяют по формуле: 
На колесе осевая сила
, радиальная сила 
.2.7 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Напряжения изгиба в зубьях колеса:
Напряжение изгиба в зубьях шестерни:
Коэффициент
выбирают по таблице 2.7 [1] в зависимости от окружной скорости колеса, которая высчитывается по формуле: 
,где
Таким образом, окружная скорость колеса равна
. Из таблицы получаем, что 
.Значения коэффициентов
и 
принимают по таблице 2.8 [1] по эквивалентным числам зубьев: 
, 
.Таким образом,
=3,5, 
=3,67.Допускаемое напряжение изгиба для колеса:
Допускаемое напряжение изгиба для шестерни:
Напряжения изгиба в зубьях колеса:
Напряжение изгиба в зубьях шестерни:
2.8 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Расчетное контактное напряжение:
.Коэффициент
выбирают по таблице 2.9 [1] в зависимости от окружной скорости колеса 
. Из таблицы получаем, что 
.Допускаемые контактные напряжения вычисляют по формуле:
Расчетное контактное напряжение:
.
3Расчет цепной передачи
Цепные передачи выходят из строя по следующим причинам (из [2]):
1. Износ шарниров.
2. Усталостное разрушение пластин по проушинам.
3. Проворачивание валиков и втулок в платинах в местах запрессовки.
4. Выкрашивание и разрушение роликов.
5. Достижение предельного провисания холостой ветви.
6. Износ зубьев звездочек.
В соответствии с перечисленными причинами выхода из строя можно сделать вывод, что срок службы передачи ограничивается долговечностью цепи (в большинстве случаев). Долговечность же цепи в первую очередь зависит от износостойкости шарниров.
3.1 Шаг цепи
Выбираем предварительное значение шага однорядной цепи:
Ближайшее значение шага и соответствующей ему площади находим из таблицы 13.1 [2].: P=25,4 мм, А=260 мм2, ВВН=15,88 мм – расстояние между внешними пластинами цепи.
3.2 Числа зубьев
Число зубьев малой (ведущей) звездочки:
.Принимаем ближайшее большее, z1=25.
Число зубьев большой (ведомой) звездочки:
.3.3 Коэффициент эксплуатации
Определим коэффициент эксплуатации
, где коэффициент 
учитывает динамичность нагрузки (принимаем 
=1,25 – работа с небольшими толчками); 
учитывает влияние длины цепи ( если а=(30…50)P (как в нашем случае), то 
=1); 
учитывает наклон цепи (поскольку в нашем случае угол наклона - 45°, принимаем 
=1); 
учитывает влияние регулировки цепи (т.к. в нашем случае положение звездочек не регулируется, 
=1,25); 
учитывает влияние характера смазывания (поскольку смазывание непостоянное, принимаем 
=1,5); 
учитывает влияние режима работы передачи (работа односменная, 
=1); 
учитывает влияние температуры окружающей среды (при -25°С<T<150°C 
=1).Таким образом,
.3.4 Размеры звездочек
Делительный диаметр малой звездочки:
Делительный диаметр большой звездочки:
