2. Проверочный расчет

Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни .

Толщину диска или обода колеса принимают меньшей из двух:

Таким образом, условия пригодности заготовок соблюдены.

Проверяем контактные напряжения Н/мм²

где

1. окружная сила в зацеплении, Н;

2. коэффициент, учитывающий распределение нагрузки;

3. коэффициент динамической нагрузки.

Проверяем недогрузку передачи, она не должна превышать 10%:

Т.к. недогрузка вписывается в 10%, то оставляем полученные значения без изменений.

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса Н/мм²:

где

1. коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями;

2. коэффициент динамической нагрузки.

3. , коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса .

Полученным значениям и соответствуют и .

4. коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Если при проверочном расчете значительно меньше , то это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Если свыше 5%, то это недопустимо, поэтому необходимо проверить перегрузку .

Рассчитанные значения параметров зубчатой передачи редуктора сведены в таблицу

Проектный расчет
Параметр		Значение		Параметр			Значение
Внешнее конусное расстояние				Внешний делительный диаметр шестерни колеса
Внешний окружной модуль
Ширина зубчатого венца		28		Внешний диаметр окружности вершин шестерни колеса
Число зубьев шестерни колеса		22 99
				Внешний диаметр окружности впадин шестерни колеса
Вид зубьев		круговые
Угол делительного конуса, град: шестерни колеса				Средний делительный диаметр шестерни колеса
Проверочный расчет
Параметр			Допускаемые значения		Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения , Н/мм2			637,155			Недогрузка 6,6%
Напряжения изгиба, Н/мм2			370
			294,065

5. Расчет открытой передачи Проектный расчет

Выбираем сечение ремня

Выбор сечения ремня производим по номограмме в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом , равной номинальной мощности двигателя и его частоты вращения , равной номинальной частоте вращения двигателя =1445 об/мин.

Таким образом выбираем клиновой ремень типа УО узкого сечения.

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_1min

В зависимости от вращающего момента на валу двигателя и сечения ремня:

d_1min=63 мм

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива

d₁=125 мм

Определяем диаметр ведомого шкива d₂, мм:

,

где u – передаточное число ременной передачи;

=0.01…0.02 - коэффициент скольжения

мм

Принимаем d₂=250 мм

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение ∆u от заданного u:

Определяем ориентировочное межосевое расстояние a, мм:

мм,

где h(H)- высота сечения клинового ремня.

Определяем расчетную длину ремня l, мм:

мм

принимаем l= 1000 мм

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

Округляем по стандартному ряду до а=200 мм.

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α₁, град.:

Определяем скорость ремня v, м/с:

Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1:

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем , кВт:

,

где =1,5 - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт;

- коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;

0,89 – коэффициент угла обхвата α₁ на меньшем шкиве;

=1,03 – коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой;

=0,90 – Коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи;

кВт.

Определяем число клиньев клинового ремня Z:

_Z=4

Определяем силу предварительного натяжения F₀, Н:

Н

Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней F_t, Н:

Н

Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей, Н:

Н

Н

Определяем силу давления ремней на вал F_оп, Н:

Н