Привод транспортёра (стр. 4 из 7)
2.6 Основные геометрические размеры колес
2.6.1 Диаметры делительных окружностей
мм; 
мм.Проверка:
мм = 
мм.2.6.2 Диаметры окружностей вершин зубьев
мм; 
мм.4.6.3 Диаметры окружностей впадин зубьев
мм; 
мм.2.7Силы, действующие в зацеплении
Окружная сила Ft1 = Ft2 =
Н.Радиальная сила
Н.Осевая сила
Н.2.8Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку
Определяем коэффициент перегрузки привода
= 
2,74.Максимальное контактное напряжение σH 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
3.1 Определяем число зубьев звёздочек
передаточное число открытой цепной передачи.Z1 округляем до ближайшего целого нечётного числа
. 
.Z2 округляем до ближайшего целого чётного числа
. 
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.Kэ=Кд×Ка×Кн×Кр×Ксм×Кп – коэффициент эксплуатации,
здесь:
Кд =1- динамический коэффициент, учитывающий характер нагрузки, для спокойной нагрузки/4, с. 5/;
Ка =1 - коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, при а′=(30…50)×t /4, с. 6/;
Кн =1 - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи к горизонту, при угле наклона цепи к горизонту до 600 /4, с. 6/;
Кр =1,25 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании /4, с. 6/;
Ксм =1,3 - коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, при периодической смазке /4, с. 6/;
Кп =1 - коэффициент, учитывающий периодичность работы, при односменной работе /4, с. 6/.
Kэ=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
| t, мм | BBН, мм | d, мм | d1*,мм | h, мм | B, мм | F, Н | q, г/м | S, мм2 |
| 19,05 | 12,70 | 5,96 | 11,91 | 18,2 | 33 | 31195 | 1,5 | 105,8 |
3.3 Проверка условия обеспечения износостойкости цепи
3.3.1 Проверка условия: n£[n1]
[n1]=900 об/мин - допускаемое значение частоты вращения ведущей звездочки /4, с. 15,таблица А4/.
[n]=319 об/мин - действительное значение частоты вращения ведущей звездочки.
319<900.
Условие выполняется.
3.3.2 Проверка условия: р£[р]
[р] – допускаемое значение среднего давления в шарнирах цепи.
где:
S=105,8 мм2 - проекция опорной поверхности шарнира;
- окружная сила, Н; 
- скорость цепи, м/с;где:
- число зубьев на ведущей звёздочке;[n]=319 об/мин - частоты вращения ведущей звездочки;
t=19,05 мм - шаг цепи.
- мощность на ведущей звёздочке, Н;где:
– вращающий момент на ведущей звёздочке. 
Н. 
МПа.[р]=[р]табл.×[0,01× (z1-17)+1]= 22.×[0,01× (23-17)+1]=23,32 МПа,
где:
[р]табл. = 22 - допускаемое среднее давление в шарнирах цепи /4, с. 15,таблица А1/.
Так как значение р значительно меньше [р], то уменьщим количество зубьев на ведущей звездочке до
, тогда ,где:
S=105,8 мм2 - проекция опорной поверхности шарнира;
- окружная сила, Н; 
- скорость цепи, м/с; - мощность на ведущей звёздочке, Н;где:
– вращающий момент на ведущей звёздочке. 
Н; 
МПа.[р]=[р]табл.×[0,01× (z1-17)+1]= 22.×[0,01× (19-17)+1]=22,44 МПа,
р≤ [р] – условие выполняется.
.Z2 округляем до ближайшего целого чётного числа
.3.4 Определение геометрических параметров передачи
3.4.1 Вычисление предварительного межосевого расстояния
а′=40×t =40×19,05 = 780 мм.
3.4.2 Определение числа звеньев цепи
Округляем о ближайшего чётного числа Lt=130.
3.4.3 Уточнение межосевого расстояния
, мм
мм.Монтажное межосевое расстояние:
а=0,997·а″=807,85 мм.
3.4.4 Определение делительного «d» диаметра ведущей и ведомой звездочек
.- Делительный диаметр ведущей звёздочки:
мм;- делительный диаметр ведомой звёздочки:
мм.3.4.5 Определение наружного «Dе» диаметра ведущей и ведомой звездочек
,где:
К=0,532 – коэффициент высоты зуба /4, с. 8,таблица 2/.
- Наружный диаметр ведущей звёздочки:
мм;- наружный диаметр ведомой звёздочки:
мм.3.5 Проверка коэффициента запаса прочности
,