Расчет привода от электродвигателя к ленточному транспортеру (стр. 3 из 6)
прочность по контактному напряжению выполняется.3.4 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба
Дальнейший расчет ведем по тому из пар колес у которого наименьшее отношение
,где
- коэффициент формы зуба.Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный.
- коэффициент повышения прочности. 
,где
- коэффициент торцевого перекрытия; 
- коэффициент неравномерной нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев; 
- коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности.Определяем эквивалентное число зубьев:
По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы зуба YF
Принимаем
(по рис.8.15/2/) 
(по таблице 8.3/2/)Определяем окружное усилие:
- (таблица 8.7/2/) 
Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:
Условие выполняется.
РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ4.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
Желая получить сравнительно небольшие и недорого стоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х.
По таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства:
Шестерня
твердость поверхности 50-59HRC;
твердость сердцевины 26-30HRC;
бв=1000 МПа;
бт=800 МПа.
Термообработка азотирование, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).
Колесо
твердость 260-280HB;
бв=950 МПа;
бт=700 МПа.
Улучшение, закалка(830…850 С), отпуск (500 С).
Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/
- коэффициент долговечности. 
- коэффициент безопасности.Для шестерни (таблица 8.9/2/)
Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC;
в сердцевине 24…40HRC.
Группа сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА.
бН01=1050 МПа; SH1=1,2.
бF0=12HRCсерд+300; SF=1,75.
Для колеса
Твердость зубьев на поверхности 180-350HB;
в сердцевине 180-350HB.
Группа сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ.
бН02=2НВ+70=540+720=610 МПа; SH2=1,1.
бF0=1,8HB; SF=1,75; KHL=1
МПа 
МПаВ прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:
В данном случае:
МПаДопускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:
бF0 – предел выносливости зубьев;
SF – коэффициент безопасности;
KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки KFC=1;
KFL –коэффициент долговечности KFC=1.
4.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям
Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/
где Епр приведенный модуль упругости;
Епр = 2,1*105 МПа.
Т2 – крутящий момент на валу колеса;
Т2=TIV=918.244 Нм
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния
(табл. 8.4 [2]); 
=0,3. 
- коэффициент концентрации нагрузки; 
- коэффициент ширины к межосевому расстоянию; 
-коэффициент ширины к диаметру; 
По рисунку 8.15 /2/ находим:
Оставляем, чтобы коэффициент смещения равнялся 0.
Ширина колеса:
Принимаем:
Диаметр шестерни:
По таблице 8.1/2/ принимаем по первому ряду в меньшую сторону m=5 .
Фактическое число зубьев :
Принимаем :
Принимаем :
Передаточное число:
Находим межосевое расстояние фактическое:
Делительные диаметры.
Шестерни:
Колеса:
Диаметр вершин:
Шестерни:
Колеса:
Диаметр впадин:
Шестерни:
Колеса:
Проверка межосевого расстояния:
4.3 oПроверочный расчет передачи по контактным напряжениям
По формуле 8.29/2/
- коэффициент неравномерной нагрузки. 
- коэффициент динамической нагрузки; 
- угол зацепления; 
; 