Привод транспортёра

     К_Н = К_{Н β}×К_НV ×K_Ha  = 1,0×1,02 ×1,12 = 1,142.

2. Коэффициенты  нагрузки при расчете на изгибную выносливость

     К_F = К_{F β}×К_FV×К_Fα.

       Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес

     К_Fβ =  × (1 - Х) + Х .

     Так как Х = 0, то  по аналогии с п. 2.3.1  К_Fβ = 1.

       Тогда коэффициент динамичности  нагрузки равен K_FV = 1,08. /2, c. 18, таблица 11/.

     Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче   K_Fa= 0,91 /2, c. 24, таблица 14/ для косозубых колес 9-й степени точности.

     Коэффициент нагрузки

     К_F = К_Fβ×К_FV×K_Fa=  1,0×1,08×0,91 = 0,983.

3. Предварительное значение межосевого расстояния

      

     Примем  значение a_W = 80 мм по ГОСТ 2185-66/2, c. 20/.

4. Рабочая ширина венца

     Рабочая ширина колеса

     b₂ = y _ba× a_W = 0,5 × 80 =40мм.

     Ширина  шестерни

     b₁ = b₂ + (2…4) = 40 + (2…4) = 42…44 мм.

     В соответствии с ГОСТ 6636-69 из ряда R_a20 примем b₁ = 45 мм и b₂ =40 мм /2, c. 20/.

5. Модуль  передачи

       мм.

     По  ГОСТ 9563-60 принят нормальный модуль мм.

6. Минимальный угол наклона зубьев для шевронной передачи

      /2, c. 21/.

7. Суммарное число зубьев

      .

     Примем 

8. Действительное  значение угла наклона зубьев

     

9. Число зубьев шестерни

     

10. Число зубьев колеса

     

11. Фактическое передаточное число

     

4. Уточнение расчетных параметров передачи и проверочный  расчет на контактную прочность зубьев

1. Окружная  скорость

      м/с,

     где мм - делительный диаметр шестерни.

2. Уточняем  коэффициенты нагрузки

     Уточняем  значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче   K_Ha= 1,12 /3, c. 39, таблица 3,4/ для косозубых колес 9-й степени точности при окружной скорости V=2,15 м/c.

     Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче K_Fa= 0,91 /2, c. 24, таблица 14/ для косозубых колес 9-й степени точности.

     Коэффициенты  динамичности нагрузки:

     - при расчете на контактную  выносливость K_HV = 1,02 /2, c. 17, таблица 10/;

     - при расчете на изгибную выносливость K_FV = 1,08 /2, c. 17, таблица 11/.

     Коэффициенты  нагрузки:

     К_H = К_Hβ×К_HV×К_Hα = 1,0×1,02×1,12 = 1,142;

     К_F = К_Fβ×К_FV ×К_Fα = 1,0×1,08×0,92 = 0,983.

3. Расчетное контактное напряжение

     

     s_Н=450,68 МПа < [s]_H=495,1 МПа.

     Недогрузка  передачи по контактным напряжениям составляет:

      ,

     что является допустимым /2, c. 23 /.

5. Проверка  зубьев на изгибную выносливость

1. Напряжения  изгиба в зубьях колеса

      .

     Эквивалентное число зубьев колеса

     

     Коэффициент, учитывающий форму зубьев колеса

      .

     Коэффициент, учитывающий наклон зубьев

     

     Напряжение  в опасном сечении зубьев колеса

      МПа.

      МПа < МПа.

2. Напряжения изгиба в зубьях шестерни

     Эквивалентное число зубьев шестерни

     

     Коэффициент, учитывающий форму зубьев шестерни

     

     Напряжение  в опасном сечении зуба шестерни

      МПа < МПа.

6.   Основные геометрические размеры колес

1. Диаметры  делительных окружностей

      мм;

      мм.

     Проверка: мм = мм.

2. Диаметры  окружностей вершин зубьев

       мм;

       мм.

     4.6.3  Диаметры окружностей впадин  зубьев

      мм;

       мм.

7. Силы, действующие в  зацеплении

       Окружная сила  F_t1 = F_t2 = Н.

     Радиальная  сила Н.

     Осевая  сила     Н.

8. Проверка  передачи на кратковременную  пиковую нагрузку

     Определяем  коэффициент перегрузки привода

                     = 2,74.

     Максимальное  контактное напряжение σ_{H max}

                 .

     

     Максимальные  напряжения изгиба

       МПа < [σ]_Fmax1= 782,3 МПа;

       МПа < [σ]_Fmax2 = 680,9 МПа.

     Во  всех случаях прочность зубьев при кратковременных пиковых перегрузках также обеспечена.

3. Расчёт  открытой цепной передачи

1. Определяем число зубьев звёздочек

     

     где:

             передаточное число открытой цепной передачи.

           Z₁ округляем до ближайшего целого нечётного числа .

     

.

     Z₂ округляем до ближайшего целого чётного числа .

2. Определение шага цепи

     

  мм,

     где:

     [p]=20 МПа – ориентировочное допускаемое среднее давление в шарнирах цепи /4, с. 15,таблица А1/.

     m=1 – число рядов цепи. 

       – вращающий момент на  ведущей звёздочке.

     K_э=К_д×К_а×К_н×К_р×К_см×К_п – коэффициент эксплуатации,

     здесь:

     К_д =1- динамический коэффициент, учитывающий характер нагрузки, для спокойной нагрузки/4, с. 5/;

     К_а =1 - коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, при а′=(30…50)×t /4, с. 6/;

     К_н =1 - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи к горизонту, при угле наклона цепи к горизонту до 60⁰ /4, с. 6/;

     К_р =1,25 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании /4, с. 6/;

     К_см =1,3 - коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, при периодической смазке /4, с. 6/;

     К_п =1 - коэффициент, учитывающий периодичность работы, при односменной работе /4, с. 6/.

     K_э=1×1×1×1,25×1,3×1= 1,625.

     

  мм. 

     Полученное значение шага t принимаем согласно ГОСТ 13568 /4, с. 15,таблица А2/.

     Таблица 3 – Параметры цепи