Расчет привода от электродвигателя к ленточному транспортеру (стр. 4 из 6)
По таблице 8.3/2/ принимаем 
(/2/,стр.142) 
прочность по контактному напряжению выполняется.4.4 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 неравномерной нагрузки одновременно зацепляющихся пар 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:
Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:
Условие выполняется.
ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА5.1 Определение диаметров участков вала:
а) для быстроходного вала:
(формула 3.1/1/)Принимаем
. (табл. 19.1/1/)Под подшипник
.Диаметр буртика подшипника:
(формула 3.2/1/)r = 2,0мм. (табл. 3.1/1/)
а) для промежуточного вала:
Под подшипник
.Диаметр буртика подшипника:
Диаметр под колесо:
r = 2,0мм. (табл. 3.1/1/)
в) для тихоходного вала:
Принимаем
.Под подшипник
.Диаметр буртика подшипника:
Диаметр под колесо:
r = 2,5 мм.
5.2 Расстояние между деталями передач
Зазор между вращающимися деталями и внутренней стенкой корпуса.
По формуле 3.5/1/
L= 508,61 мм.
Принимаем а = 11 мм.
Расстояние между колесом и днищем редуктором.
Диаметр под колесо:
.5.3 Выбор подшипников
Для косозубой цилиндрической передачи назначаем радиальный шариковый однородный подшипник.
Назначаем по ГОСТ 8338-75 (таблица 19.18/1/)
для быстроходного вала № 306 B=19 мм;
для промежуточного вала № 209 B=19 мм.для тихоходного вала № 214 B=24 мм.
Схема установки – враспор.
5.4 Длины участков валов
а) для тихоходного вала: Диаметр под колесо:
–длина ступицы:
;–длина посадочного конца вала:
.–длина промежуточного участка:
.Принимаем 63,8 мм.
–длина цилиндрического участка:
.б) для быстроходного вала:
–длина посадочного конца вала:
.–длина промежуточного участка:
.Принимаем 60,8 мм.
–длина цилиндрического участка:
. 6.1 Определение опорных реакций тихоходного вала
1)
x1=0 Mx1=0;
x1=137,5мм Mx1=0;
Mx2=YA∙x2
x2=0 Mx2=0;
x2=48мм Mx2=405,22∙48∙10-3 =19,45Нм;
Mx3=YA∙(x3+48)-Fr∙x3
x3=0 Mx3=405,22∙48∙10-3-810,44∙0∙10-3=19,45Нм ;
x3=63мм Mx3=405,22(48+48)∙10-3-810,44∙48∙10-3=0 ;
2) Mx1= FМ ∙x1;
x1=0 Mx1=0;
x1=137,5мм Mx1=1677,05∙137,5∙10-3=230,59Hм;
Mx2= FМ ∙(x2+137,5)+ ZA ∙x2
x2=0 Mx2= =1677,05∙137,5∙10-3=230,59Hм;
x2=36мм Mx2=1677,05(137,5+48)∙10-3-3157,54∙48∙10-3 =159,61Hм;
Mx3= FМ ∙(x3+137,5+48)+ ZA ∙( x3+48)-FМ ∙x3
x3=0 Mx3=1677,05(137,5+48)∙10-3-3157,54∙48∙10-3 =159,61Hм;
x3=63мм Mx3=1677,05(137,5+48+48)∙10-3-3157,54∙(48+48)∙10-3-1884.82∙48=0.
6.1.1
6.1.2 Определение суммарных изгибающих моментов:
6.2 Проверочный расчет валов
Определяем запас сопротивлению усталости по формуле 15.3/2/
где (формула 15.4/2/)
- запас сопротивлению усталости только изгибу 
- запас сопротивлению усталости только кручению 
- формула 15.5/2/ 
