Проектування приводу ланцюгового конвеєра механообробної ділянки Визначення основних (стр. 4 из 9)
- фактичні контактні напруження,ZK – коефіцієнт, який залежить від числа зубців.
МПа, аналогічно для інших передач розраховуємо і заносимо в таблицю 3.3.Таблиця 3.3 Розрахункові параметри для згинальних напружень
| Зачеплення | вид колесу | Ft, Н | Gf, МПа | Zk | Gh, МПа |
| І | Шестерня | 1058 | 33 | 0,81 | 251 |
| І | Колесо | 916 | 30 | 0,75 | 122 |
| ІІ | Шестерня | 3360 | 101 | 0,81 | 446 |
| ІІ | Колесо | 2793 | 90 | 0,75 | 215 |
| ІІІ | Шестерня | 10242 | 96 | 0,81 | 436 |
| ІІІ | Колесо | 8178 | 70 | 0,75 | 190 |
Перевірка допустимих напружень заданого матеріалу:
, 
, МПа; 
, 
, МПа.3.7 Уточнення граничних і допустимих напружень
Необхідна границя витривалості при згині:
,де SF=1,7 - допустимий коефіцієнт запасу міцності по згинальним напруженням. У нашому випадку вид ТО – гартування СВЧ, таким чином маємо [S]F=1,7;
YN – коефіцієнт довговічності, враховуючий зміну [σF], якщо:
де qF=6 гартування структури матеріалу;
- базове число циклів навантажень; 
- еквівалентне число циклів навантажень; 
де n – частота обертання, хв.-1;
Lh – строк служби, годин;
KFE – коефіцієнт еквівалентності навантаження:
;де
- відносний час дії моменту Ті за розрахунковий термін служби Lh.Lі – число годин роботи передачі при обертовому моменті Ті.
; 
мінімальне число циклів> , 
, аналогічно проводимо обчислення для всіх інших передач і заносимо розрахунки в таблицю 3.4.YR – коефіцієнт, враховуючий вплив шорсткості перехідної поверхні зубців, для всіх коліс YR=1.
YХ – коефіцієнт, враховуючий чутливість матеріалу до концентрації напружень,
.Yσ - коефіцієнт, враховуючийрозмір зубчастого колеса,
.Таблиця 3.4. Розрахункові параметрів при уточненні згинальних напружень
| Зачеплення | вид колесу | Nfe, циклів | Yn | Yr | Yx | Gflim, МПа |
| І | Шестерня | 245736761 | 0,5 | 1,05 | 1,035 | 605 |
| І | Колесо | 69221623 | 0,62 | 1,05 | 0,995 | 552 |
| ІІ | Шестерня | 69221623 | 0,62 | 1 | 1,035 | 557 |
| ІІ | Колесо | 19499049 | 0,77 | 1 | 0,995 | 469 |
| ІІІ | Шестерня | 19499049 | 0,77 | 1 | 1,035 | 451 |
| ІІІ | Колесо | 5492690 | 0,95 | 1 | 0,995 | 380 |
Необхідна границя контактної витривалості:
,де Sh=1,2 (дивись 3.1);
- коефіцієнт довговічності, що враховує підвищення граничних напружень при числі циклів навантаження, більших базового (дивись NFE): 
;де
- базове число циклів навантаження. 
- еквівалентне число циклів навантажень; 
;KHE – коефіцієнт еквівалентності навантаження:
циклів;NHEmin>NHlim , тоді
, аналогічно проводимо обчислення для всіх інших передач і заносимо розрахунки в таблицю 3.5. 
,де ZR – коефіцієнт, враховуючий вплив заданих шорсткостей початкових поверхонь зубців.
ZV=1 – коефіцієнт, враховуючий вплив колової швидкості [7].
ZV =1– коефіцієнт, враховуючий розміри зубчастого колеса [7].
Таблиця 3.5. Розрахункові параметрів при уточненні контактних напружень
| Зачеплення | вид колесу | Nhe, циклів | Zn | Z | Ghlim, МПа |
| І | Шестерня | 325616760 | 0,48 | 0,95 | 661 |
| І | Колесо | 91723031 | 0,59 | 0,95 | 260 |
| ІІ | Шестерня | 91723031 | 0,59 | 0,9 | 1003 |
| ІІ | Колесо | 25837474 | 0,73 | 0,9 | 391 |
| ІІІ | Шестерня | 25837474 | 0,73 | 0,9 | 792 |
| ІІІ | Колесо | 7278162 | 0,91 | 0,9 | 279 |
Вибір матеріалу зубчастих передач виконуємо за розрахованими даними з таблиць 3.4, 3.5 [7 табл. 2.4]. Обираємо:
Сталь 45, загартування СВЧ:
Ghlim=1050 МПа, Gflim=600 МПа, HRC=48…53, серцевини HB=170…210, σв=700 МПа, στ=480 МПа.
3.8 Геометричні та конструктивні параметри циліндричних прямозубих коліс
Виходячи з рекомендації, якщо
[2], то колеса виконують у виді дисків шестерні 1,3,5 виконуємо окремо від вала, тому що 
. Приклад такого колеса зображено на (рис. 3.1). 
Рисунок 3.1 Конструктивні параметри шестерні виконаного у виді диска
Рисунок 3.2 Конструктивні параметри колеса з отворами
Згідно рекомендаціям [2], якщо
, колеса виконують з дисками полегшеної форми. В таких колесах товщину диску колеса виготовляють значно меншу ширини зубчастого вінця, крім цього, в дисках роблять отвори для полегшення транспортування. Колеса 2,4,6 такого типу зображено на (рис. 3.2).Таблиця 3.6 Основні розміри циліндричних прямозубих коліс
| Параметр | Одиниця величини | Ступінь редуктора | |||||
| Швидкохідна | Проміжна | Тихохідна | |||||
| Ш | К | Ш | К | Ш | К | ||
| Начальний модуль mn | мм | 6 | 6 | 6 | 6 | 6 | 6 |
| Число зубців Z | 20 | 71 | 20 | 71 | 20 | 71 | |
| Диаметр виступов da | мм | 132 | 452 | 132 | 452 | 132 | 452 |
| Диаметр западин df | мм | 105 | 425 | 105 | 425 | 105 | 425 |
| Диаметр ділильного кола d | мм | 120 | 440 | 120 | 440 | 120 | 440 |
| Діаметр валу dв (розрахункове значення) | мм | 22,61 | 33,23 | 33,23 | 48,18 | 48,18 | 68,92 |
| Диаметр валу dв (прийняте значення) | мм | 25 | 35 | 35 | 50 | 50 | 80 |
| Конструктивні розміри: | |||||||
| Ширина зубчсатого вінця bw | мм | 25 | 20 | 25 | 20 | 80 | 75 |
| Диаметр ступиці dст (розрахункове) | мм | 42,5 | 59,5 | 59,5 | 85 | 85 | 136 |
| Диаметр ступиці dст (приняте) | мм | 42 | 134 | 60 | 134 | 85 | 140 |
| Довжинана посадкового отвору lст (с) | мм | 27,5 | 38,5 | 38,5 | 55 | 55 | 88 |
| Довжинана посадкового отвору lст (прийняте) | мм | 30 | 40 | 40 | 55 | 80 | 90 |
| Виточка на торцях K | мм | 2 | 2 | 2 | |||
| Ширина торців зубчастого вінца S | мм | 15 | 15 | 15 | |||
| Фаска на торцах зубчатого вінця f (розахункове) | мм | 4,2 | 4,2 | 4,2 | |||
| Фаска на торцах зубчатого вінця f(прийняте) | мм | 4 | 4 | 4 | 4 | 4 | 4 |
 | мм | 15 | 15 | 15 | 15 | 15 | 15 |
| С | мм | 18 | 18 | 30 | |||
 (розахункове) | мм | 395 | 395 | 395 | |||
| (прийняте) | мм | 400 | 400 | 400 | |||
 (розахункове) | мм | 267 | 267 | 270 | |||
| (прийняте) | мм | 276 | 276 | 270 | |||
| d0(розахункове) | мм | 66,5 | 66,5 | 65 | |||
| d0(прийняте) | мм | 85 | 85 | 65 | |||
| R | мм | 6 | 6 | 6 | |||
| Ступінь точності передачі за ГОСТ 1643-81 | 8 | 8 | 9 | 9 | 9 | 9 | |
| Клас шорсткості поверхні зубців за ГОСТ 2789-73 | 6 | 6 | 5 | 5 | 5 | 5 | |
4 ПРОЄКТУВАННЯ ТА КОНСТРУЮВАННЯ ВАЛІВ, ВИЗНАЧЕННЯ ЇХ РОЗМІРІВ, ПЕРЕВІРОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ДРУГОГО ВАЛУ