2.2. Проверочный расчет

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви _max:

_max=₁+_и+_v[]_р

Где Н/мм²

Н/мм²

_v=ρv²·10^-6 = 0.035Н/мм²

[]_р = 10

_max=₁+_и+_v = 2.48+6+0.035 = 8.515  10 Н/мм²

Табличный ответ к задаче 2:

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Клиновой	Частота пробегов ремня U, 1/с	3.3
Сечение ремня	Б	Диаметр ведущего шкива d1	140 мм
Количество ремней, z	4	Диаметр ведомого шкива d2	400 мм
Межосевое расстояние, а	351.87	Максимальное напряжение max, Н/мм2	8.5
Длина ремня, l	1600 мм	Предварительная натяжение ремня F0, Н	224.38
Угол обхвата ведущего шкива , град	137.9	Сила давления ремня на вал Fоп, Н	1675.18

3. Проектирование редуктора

3.1. Выбор материала:

3.1.1. Выбираем для шестерни и колеса материал: Сталь 45.

Для шестерни: HB=235...262;

σ_В = 780 Н/мм²; σ_Т = 540 Н/мм² σ_-1 = 335 Н/мм²

Термообработка улучшение; HB_ср1=248.5

Для колеса: HB=179…207;

σ_В = 600 Н/мм²; σ_Т = 320 Н/мм² σ_-1 = 260 Н/мм²

Термообработка нормализация; HB_ср2 = 193

3.1.2. Определение допускаемых контактных напряжений:

[]_H01 = 1.8*НВ_ср1+67 = 514.3

[]_H02 = 1.8*НВ_ср2+67 = 414.4

[]_H01 = *НВ_ср1+67 = 514.3

[]_H02 = *НВ_ср2+67 = 414.4

[]_H = 414.4

3.1.3. Определение допускаемых напряжений изгиба:

[]_F01 = 1.03*НВ_ср1 = 256

[]_F02 = 1.03*НВ_ср2 = 198.8

МПа

МПа

[]_F = 198.8

3.1.4. Составляем табличный ответ к задаче:

Эл-т передачи	Марка стали	Dпред,	Термообработка	HBср1,	σВ	σ-1	[]H	[]F
		Sпред		HBср2	H/мм2
Шестерня	45	Dпред=125 Sпред=80	Улучшение	248.5	780	335	514.3	256
Колесо	45	Любые размеры	Нормализация	193	600	260	414.4	198.8

3.2. Расчет закрытой конической зубчатой передачи:

3.2.1. Предварительное Kзначение диаметра внешней делительной окружности

мм

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине венца.

- коэффициент вида конических колес.

= 1.85 – при твердости колеса и шестерни H 350HB

3.2.2. Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:

3.2.3. Определяем внешнее конусное расстояние:

3.2.4. Ширина зубчатого венца шестерни и колеса, мм:

b=0.285·R_e = 48

3.2.5. Внешний окружной модуль:

3.2.6. Число зубьев колеса z₂ и шестерни z₁

3.2.7. Фактическое передаточное число:

;

3.2.8. Действительные углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂.

;

3.2.9. Коэффициент смещения инструмента по табл. 4.6

x_e1=0,38

3.2.10. Основные геометрические размеры передачи:

Диаметры	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр, мм
Диаметр вершин зубьев, мм
Диаметр впади зубьев, мм

3.2.11. Средний делительный диаметр:

d₁0.857d_e1 = 75.042

d₂0.857d_e2 = 275.153

3.2.12. Проверочный расчет:

;

Условия выполняются

3.2.13. Контактные напряжения:

=1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес.

- определяется по таблице 4.3

Допускаемая недогрузка должна составлять не более 10%.

Условие выполняется, т.к. недогрузка составляет менее 7%.

3.2.14. Напряжение изгиба зубьев колеса _F:

а) Колесо

Н/мм²

Y_F2=3.63 - коэффициент формы зуба колеса.

= 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес.

= 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.

- коэффициент динамической нагрузки.

б) Шестерня

= 3.48 - коэффициент формы зуба колеса

3.2.15 Табличный ответ к задаче:

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Внешнее конусное расстояние Re	165.78	Внешний делительный диаметр de1	87.56
		de2	321
Внешний окружной модуль me	3.7	Внеш. диаметр окружности вершин dae1	97.3
		dae2	322.25
Ширина зубчатого венца b	48	Внеш. диаметр окружности впадин daf1	81.79
		daf2	318.05
		Средний делительный диаметр d1	75
Число зубьев z1	24
z2	88
Вид зубьев	Прямые	d2	275.15
Угол делительного конуса	15.16
	74.84