Курсовая работа: Проект привода цепного конвейера

σ_{F limb ш} = 180 +260 = 440МПа, σ_{F limb к} = 154 + 260 = 414 МПа;

S_F – коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаемS_F = 1,8, K_FL – коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением N_F0 и (N_Σ K_{F Е} ); K_{F Е} – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем K_{F Е} = 0,02.

N_{Σ m} ·K_{F Е} = 1,05·10⁸ ·0,02 = 2,1·10⁶ < N_F0 = 4·10⁶ ,

N_Σк ·K_{F Е} = 0,26·10⁸ ·0,02 = 0,52·10⁶ < N_F0 = 4·10⁶ .

Так как в обоих случаях N_F0 > N_Σ K_{F Е} , то согласно [ ], коэффициент долговечности:

; .

K_FC - коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачиК_{Н L} – 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[σ_Н ]_max = 2,8 σ_Т .

[σ_Н ]_{max ш} = 2,8·380 = 1064 МПа , [σ_Н ]_{max к} =2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[σ_F ]_max = 0,8 σ_Т .

[σ_F ]_{max ш} = 0,8·380 = 304 МПа., [σ_F ]_{max к} = 0,8·340 = 272 МПа .

3.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:

,

где К_а – коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач К_а = 4300 Па^1/3 ; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

ψ _ba = 0,45; и = и^д ₃₄ = 4;

К_Нβ – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ψ _bd = 0,5 ψ _ba (и+ 1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи К_Нβ = 1,046;[σ_Н ] – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа .

,

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

где β – угол наклона зубьев, для косозубой передачи β = 20°;

Z_ш – число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Z_ш = 20;

Z_ш – число зубьев колеса, Z_к = Z_ш и = 20·4 = 80.