Проектирование привода к ленточному конвейеру (стр. 2 из 6)
Сн - коэффициент, зависящий от изменения нагрузки, Сн = 1 [5,c.124]
Рекомендуемая долговечность ремня Но не менее 2000 час [5,с.124]
2.2 Нагрузку на валы ременной передачи Fв, Н, определяем согласно [5,c.124] по формуле
(2.23) 
Н3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи
Выбираем материалы: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, 230 HВ1, для зубчатого колеса сталь 45, термическая обработка - улучшение, 200HВ2.
3.1 Определяем предел контактной выносливости Hlimbi, МПа, согласно [5, с.34] по формуле
Hlimbi = 2 HВi + 70,(3.1)
Определяем предел контактной выносливости шестерни Hlimb1, МПа, по формуле [3.1]
Hlimb1 = 2 230 + 70 = 530 МПа
Определяем предел контактной выносливости для зубчатого колеса Hlimb2, МПа, по формуле [3.1]
Hlimb2 = 2 200 + 70 = 470 МПа
3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения 
, МПа, согласно [5,c.33] по формуле
(3.2)где KHL - коэффициент долговечности, KHL =1 [5, с.33];
[SН] - коэффициент безопасности, [SН] = 1,1 [5, с.33].
Коэффициент долговечности KHLопределяем согласно [5, c.33] по формуле
(3.3)где NHO- число циклов напряжений, соответствующее пределу вынос-
ливости, NHO= 15 106 [3, c.130];
N- число циклов перемены напряжений зубьев за весь срок службы
согласно [3, c.130] определяем по формуле
(3.4)где Lh- ресурс передачи.
Ресурс передачи Lh, ч, определяем по формуле
Lh= Т 365 24 Кгод Ксут, (3.5)
Lh= 5 365 24 0,6 0,3 = 7884 ч
Число циклов перемены напряжений зубьев шестерни N1 за весь срок службы определяем согласно [3, c.145] по формуле
Число циклов перемены напряжений зубьев зубчатого колеса за весь срок службы N2 определяем по формуле [3.4]
при N> NHO, KHL= 1 [5, c.33].
Коэффициент долговечности для шестерни KHL1 при соблюдении условия
N1 > NHO,
379 106 > 15 106
равняется KHL1 = 1.
Коэффициент долговечности для зубчатого колеса KHL2 при соблюдении условия
N2 > NHO,
94,5 106 > 15 106
равняется KHL2 = 1.
Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни
, МПа, по формуле [3.2] 
МПаОпределяем допускаемые контактные напряжения для зубчатого колеса
, МПа, по формуле [3.2] 
МПаДля дальнейших расчетов принимаем меньшее значение.
3.3 Определяем межосевое расстояние aw, мм, из условия контактной выносливости зубьев согласно [5, c.32] по формуле
(3.6)где KH-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца, KH= 1 [5, с.32];
ba - коэффициент ширины венца колеса, ba = 0,2 [5, с.32].
ммБлижайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw=200 мм
3.4 Определяем нормальный модуль зацепления m, мм, согласно [5, c.36] по формуле
m = (0,010,02) aw (3.7)
m = (0,010,02) 200 = 2,0 ё 4,0 мм
принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 m = 2 мм.
3.5 Определяем число зубьев шестерни z1 согласно [5, c.37] по формуле
(3.8) 
3.6 Определяем число зубьев зубчатого колеса z2 по формуле
z2 = z1 u2,(3.9)
z2 = 40 4 = 160
3.7 Определяем делительные диаметры зубчатой передачи di, мм, согласно [5, c.37] по формуле
di = m zi,(3.10)
Определяем делительный диаметр шестерни d1, мм, по формуле [3.10]
d1 = 2 40 = 80 мм
Определяем делительный диаметр зубчатого колеса d2, мм, по формуле [3.10]
d1 = 2 160 = 320 мм
3.8 Уточняем межосевое расстояние aw, мм, согласно [5, c.37] по формуле
(3.11) 
мм3.9 Определяем диаметры вершин зубчатых колес dai, мм, согласно [5, c.293] по формуле
dai = di + 2m, (3.12)
Определяем диаметр вершин шестерни da1, мм, по формуле [3.12]
da1 = 80 + 2 2 = 84 мм
Определяем диаметр вершин зубчатого колеса da2, мм, по формуле [3.12]
da2 = 320 + 2 2 = 324 мм
3.10 Определяем ширину колеса b2, мм, согласно [5, c.294] по формуле
b2 =aw(3.13)
b2 = 0,2 200 = 40 мм
3.11 Определяем ширину шестерни b1, мм, согласно [5,c.294] по формуле
b1 = b2 + 5, (3.14)
b1 = 40 + 5 = 45 мм
3.12 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру bd согласно [5, c.33] по формуле
(3.15) 
3.13 Определяем окружную скорость колес v, м/с, согласно [5, c.294] по формуле
(3.16) 
м/сПри такой скорости для прямозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степень точности.
3.14 Определяем коэффициент нагрузки KH согласно [5, c.39] по формуле
KH = KH KHv KH (3.17)
где KH- коэффициент, KH 1,06 [5, с.39];
KHv - коэффициент, KHv = 1,05 [5, с.40];
KH- коэффициент, KH= 1 [5, с.39].
KH = 1,06 1,05 1 1,11
3.15 Проверяем контактные напряжения Н, МПа, согласно [5, c.31] по формуле
(3.18) 
МПанедогруз составляет
3.16 Определяем окружную силу, действующую в зацеплении, Ft1, Н, согласно [5, c.41] по формуле
(3.19) 
Н3.17 Определяем радиальную силу, действующую в зацеплении, Fr, Н, согласно [5, c.294] по формуле
Ft1 = Ft1 tg, (3.20)
где 20 - угол зацепления
Fr1 = 2003 tg20 = 729 Н
3.18 Определяем допускаемые напряжения согласно [5, c.43] по формуле
(3.21)где Flimb1 - значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба
Значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба для шестерни
, МПа, принимаем согласно [5, c.44] 
1,8 НВ1 = 1,8 230 = 414 МПаЗначение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба для колеса
, МПа, принимаем согласно [5, c44] 
1,8 НВ2 = 1,8 200 = 360 МПа 
- коэффициент безопасности определяем согласно [5, c.43] поформуле
(3.22)где
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, 
1,75 [5, с.45]; 
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, 
1 [5, с.44]. 
Определяем допускаемые напряжения для шестерни
, МПа, по формуле [3.21] 
МПаОпределяем допускаемые напряжения для зубчатого колеса
, МПа, по формуле [3.21] 
МПа3.19 Находим отношения согласно [5,c.295] по формуле
(3.23)где YF1 - коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни, YF1 = 3,7
[5, с.42];
YF2 - коэффициент, учитывающий форму зуба зубчатого колеса,
YF2 = 3,6 [5, с.42].
Находим отношения для шестерни по формуле [3.23]
