Реферат: Привод ленточного конвейера 4

По таблице 8.9 для колес обоих ступеней и для шестерни первой ступени по формуле

находим предел выносливости зубьев:

(2.7)

Для шестерни второй тихоходной ступени .

Эквивалентное число циклов определяем по аналогичной формуле (2.3): N_FE = 4655995

Определяем коэффициент долговечности

(2.8)

Рекомендуется принимать N_FO = 4 . 10⁶ для всех сталей.

Подставляя значения получаем:

< 1

По рекомендации выбираем K_FL =1.

В нашем случае нагрузка односторонняя, поэтому коэффициент, учитывающий влияние

двухстороннего приложения нагрузки K_{F L} применяем равным 1.

По таблице 8.9 (2) принимаем коэффициент безопасности S_F = 1.75.

Находим допустимые напряжения изгиба по формуле:

(2.9)

Для колес обеих ступеней и для шестерни первой ступени подставляя значения в формулу(2.9) получим:

.

Для шестерни тихоходной ступени:

По таблице 8.9(2) находим предельные контактные напряжения:

для колес обоих ступеней и шестерни первой ступени:

;

для шестерни второй ступени:

.

Предельные напряжения изгиба для колес обеих ступеней и шестерни первой ступени:

Для шестерни второй ступени:

.

Значения допустимых предельных напряжений заносим в таблицу 2.1.1

Таблица 2.1.1

Допускаемые и предельные напряжения

Ступень	Параметр
	Мпа	Мпа	МПа	МПа
1	500	247	1540	657
2	458	247	1540	657

2.2 Проектировочный расчет зубчатых передач

В начале рассматриваем вторую прямозубую пару как более нагруженную и в основном

определяющую габариты редуктора.

Из таблицы 8.4(2) для симметричного колеса, относительно межосевого расстояния

. Находим коэффициент ширины шестерни относительно диаметра по формуле:

, (2.10)

где U₂ – передаточное отношение второй ступени, по рекомендации (рис. 8.38) принимаем

U₂ ' = 3.15, тогда:

.

Найденное значение согласно таблице 8.4(2). По графику рис.8.15(2)

находим коэффициент концентрации нагрузки .