Определим диаметр меньшего шкива /1, формула 7.25/

2.1  Определим диаметр меньшего шкива /1, формула 7.25/

Согласно/1, таб. 7,8/ с учетом того, что диаметр шкива сечения А недолжен быть менее 100 мм, принимаем d₁=100 мм.

2.2 Определим диаметр большего шкива /1, формула 7.3/

Принимаем d₂=240 мм. /1, стр. 120/

2.3 Уточним передаточное отношение

При этом угловая скорость:

т.к расхождение с первоначальными данными равно нулю, следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов d₁=100 мм, d₂=250 мм.

2.4 Определим межосевое расстояние а_р следует принять в интервале /1, формула 7,26 /

 

Высота сечения ремня: Т₀=8 /1, таб. 7.7/

Принимаем предварительно близкое значение а_р=400 мм.

2.5 Определим расчетную длину ремня /1, формула 7.7/

 

Ближайшее значение по стандарту /1, таб.7.7/ L=1400 мм.

2.6 Определим уточненное значение межосевого расстояния а_р с учетом  стандартной длины ремня L  /1, формула 7.27/

где 

 

 

 При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01*1400=14 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения на 0,025L=0,025*1400=35 мм для увеличения натяжения ремня.

2.7       Определим угол обхвата меньшего шкива /1, формула 7,28/

 

2.8          Определим коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи /1, таб. 7.10/ С_р=1,0.

2.9          Определим коэффициент, учитывающий влияние длины ремня /1, таб. 7.9/

для ремня сечения А при длине L=1400 коэффициент С_L=0.98.

2.10       Определим коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата

/1, пояснения к формуле 7.29/

при α₁=160º коэффициент С_α=0,95.

2.11      Определим коэффициент, учитывающий число ремней в передаче  /1, пояснения к формуле 7.29/: предполагая, что число ремней в передачи будет от 4 до 6 примем коэффициент С_z=0,90

2.12     

2.13       Определим число ремней в передаче /1, формула 7.29

где Р₀- мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт /1, таб. 7.8/; для ремня сечения А при длине L=1700 мм, работе на шкиве d₁=100 мм и U₁≥3 мощность Р₀=1,76 кВт (то, что L=1400 мм, учитывается коэффициентом С_L);

 

Принимаем: z=4.

2.13 Определим натяжение ветви клинового ремня /1, формула 7.30/

где скорость ; θ- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил /1, пояснения к формуле 7.30/; для ремня сечения А коэффициент θ=0,1 Н*с²/м².

 

2.14      Определим давление на валы /1, формула 7.31/

 

2.14 Определим ширину шкива В_ш/1, таб. 7.12/

   

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

Выбираем материал для зубчатых колес. Для шестерни сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HB=270; для колеса сталь 40Х термообработка – улучшение, твердость

3.1 Определим допускаемое контактное напряжение /1, формула 3.9/

/1,таб. 3.2/ для колеса σ_Hlimb=2HB+70 – предел контактной выносливости при базовом числе циклов; N_HO – базовое число циклов; N_HE- срок службы; K_HL- коэффициент долговечности; [S_H]-коэффициент безопасности.

При HB 200-500 N_HO=6*10⁷.

При реверсивности привода N_HE=30nt, где n- частота вращения, t- срок службы.

т.к.

где [σ_H1],[σ_H2]-допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса.

 478,5≤626- условие выполнено.

При симметричного расположения зубчатого колеса относительно опоры коэффициент K_Hβ=1,15 /1, таб. 3.1/

Коэффициент ширины венца для шевронного зуба ψ_ba=0.5

3.2 Определим межосевое расстояние /1. формула 3.7/

где K_a=43-для шевронного колеса.

 

Примем а_w=125 мм.

3.3 Определим модуль зацепления

по ГОСТ 9563-60 m_n=1,2 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β=25º

3.4 Определим число зубьев шестерни

 

принимаем z₁=27. Тогда

Уточним значения угла наклона зубьев

 

угол β=28º9΄.

3.5 Определим основные размеры шестерни и колеса

а) делительные диаметры:

 

Проверим межосевое расстояние: 

б) диаметры вершен зубьев:

в) ширина колеса и шестерни:

г) коэффициент ширины шестерни по диаметру: