2.2.1.2 Проектный расчет передачи

Выполняем проектировочный расчет по формуле [1, с. 47]

,

где – для прямозубой передач; – коэффициент ширины колеса ( ) (см. табл. 4.2.6 [1, с.52]); – крутящий момент на колесе; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца ( ) (рис. 4.2.2[1, с.52]); – коэффициент внешней динамической нагрузки, (табл. 4.2.9 [1, с.53]); u–передаточное число; [ ]– допускаемое контактное напряжение.

Тогда межосевое расстояние равно

мм.

Округляя, принимаем по ГОСТ 2185-66 мм.

Ориентировочно модуль проектируемой передачи равен:

m

Окончательно принимаем модуль m=2,5 мм

Сумма чисел зубьев:

Число зубьев шестерни:

Принимаем

Число зубьев колёс:

Для прямозубой цилиндрической передачи при передачу выполняем без смещения (x₁=0, x₂=0).

Диаметры делительные:

Проверка:

0,5( )

0,5(70+250) 160

Примем коэффициент высоты головки зуба и коэффициент радиального зазора .

Тогда диаметры окружностей вершин и впадин зубьев при высотной модификации:

) + ;

) + ;

Ширина венца колеса:

Увеличим ширину венца для обеспечения контактных напряжений в паре шестерня-колесо. Принимаем .

Ширина венца шестерни:

Уточняем коэффициент :

что меньше

Таблица 2.1 – Параметры зацепления цилиндрической ступени

Цилиндрическая ступень
Показатель	Шестерня	Колесо
Передаточное отношение	3,57
Модуль	2,5
Число зубьев	28		100
Ширина колеса, мм	70		64
Делительный диаметр, мм	70		250
Диаметр окружности вершин зубьев, мм	75		255
Диаметр окружности впадин зубьев, мм	63,75		243,75
Межосевое расстояние, мм	160

3.2.1.3 Проверка расчетных контактных напряжений

Определяем окружную силу, действующую в зацеплении

Н.

Определяем окружную скорость

м/с.

Назначаем 9-ю степень точности передачи (табл. 4.2.8 [1]).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении по табл. 4.2.7 [1, с.52]:

.

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев по табл. 4.2.11 [1]:

.

Удельная расчетная окружная сила:

Н/мм.

Расчетные контактные напряжения

,

где – коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев, (для прямых зубьев);

– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес, ;

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, (для прямых зубьев).

МПа,

Что меньше допускаемого напряжения МПа.

4.2.1.4 Проверка расчетных напряжений изгиба

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении по табл. 4.2.7 [1,с 52]:

.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца по рис. 4.2.3,г [1, с.52]:

.

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев по табл. 4.2.11 [1, с.53]:

.

Удельная расчетная окружная сила при изгибе:

Н/мм.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, по рис. 4.2.5 [1, с.53]

и при эквивалентном числе зубьев и соответственно.

Находим отношение для шестерни и колеса и ведем расчет по тому из колес пары, у которого это отношение меньше:

; .

Расчетное напряжение изгиба зуба, МПа

МПа МПа,

где – коэффициент, учитывающий наклон зуба, для косых зубьев ; – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для косых зубьев .

5.2.1.5 Определение размеров шестерни тихоходной передачи

Модуль передачи m=2,5 мм.

Ширина колеса b=70 мм.

Диаметр начальных окружностей d₁ = 70 мм

Диаметр окружности вершин зубьев d_a1=75 мм

Диаметр окружности впадин зубьев d_f1= 63,75 мм

Толщина обода колеса

_Фаска

6.2.1.6 Определение размеров колеса быстроходной передачи

Рисунок 2.1 – Зубчатое колесо

Модуль передачи m=2,5.

Ширина колеса b=64 мм.

Делительный диаметр d₂=250 мм.

Диаметр окружности вершин зубьев d_a2=255 мм.

Диаметр окружности впадин зубьев d_f2= 243,75 мм.

Диаметр ступицы .

Длина ступицы .

Толщина обода колеса

Толщина диска колеса .

Диаметр центровой окружности

.

Диаметр отверстий

.

Фаска

2.2 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

а) электродвигатель привода

б) передаточное число клиноременной передачи ;

в) натяжение ремня периодическое;

7.2.2.1 Выбор сечения ремня.

В качестве расчетной мощности , передаваемой ведущим шкивом, принимается мощность, равная номинальной мощности двигателя . Аналогично, частота вращения ведущего шкива равна номинальной частоте вращения двигателя Таким образом:

По номограммам, в зависимости от мощности и частоты вращения выбираем клиновые ремни: нормального сечения В и узкого сечения SPZ.

Определение диаметров шкивов.

Минимально допустимый расчетный диаметр ведущего (малого) шкива: для ремня В – , для ремня SPZ – мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром больше на 1…2 размера из стандартного ряда. Учитывая данную рекомендацию, принимаем: для сечения ремня В – ; для сечения SPZ –

При коэффициенте скольжения (расчетное значение ) диаметр ведущего шкива:

Для сечения ремня В ;

Для сечения ремня SPZ

Принимаем стандартные значения для сечения ремня В – , для сечения ремня SPZ –

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного и:

Тогда для сечения ремня В:

Для сечения ремня SPZ