Курсовая работа: Проект привода цепного конвейера
SF – коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаемSF = 1,8,
где β – угол наклона зубьев, для косозубой передачи β = 20°;
Zш – число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Zш = 20;
Zш – число зубьев колеса, Zк = Zш и = 20·4 = 80.
Согласно [6], табл.1.3, принимаем m п = 8,0 мм .
- ширина: b к = ψ d а аw = 0,45 · 425 = 191,25 мм . Принимаем b к = 220 мм .
4.4 Проверочный расчет передачи
Расчет на контактную усталость. распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ψ ba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К Fβ = 1,09; КF V - коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при ν = 1,77 м/с, КF V = 1,05; КF = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.
Условия выполняются.
Расчет на прочность при изгибе.
Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).
σF ma х = σF Кп ≤ [σF ]max΄
где Кп – коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - Кп =2,0.
σF ma х ш = 103 · 2,2 = 226,6 МПа ≤ [σF ]max ш = 304 МПа,
σF ma х к = 84 · 2,2 = 184,8 МПа ≤ [σF ]max к = 272 МПа.
Условия выполняются.
4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)
- окружная сила 
- радиальная сила 
- осевая сила Fаш = Fак = F t к tgβ = 20470 · tg 20° = 7450 Н
Схема сил в зацеплении
Рис.4.3.
где ZН – коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - ZН = 1,75, [6];
ZМ = 275 · 103 Па1/2 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];
ZЕ - коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - ZЕ = 0,8, [6];