1.3.1 Проверяем условие прочности по контактным напряжениям.
Окружная скорость, м/с:
Назначаем степени точности изготовления колес (таблица А.18 приложения).
Уточняем коэффициент нагрузки:
где 
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (таблица А.4 приложения). Для прямозубых колес 
=1;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (таблица А.5 приложения);
- динамический коэффициент (таблица А.6 приложения).
Проверяем условие прочности:
Допускается недогрузка на 10% и перегрузка на 5%. Если условие прочности не выполняется, то либо увеличивают степень точности, либо увеличивают b2, не выходя за пределы рекомендуемых, либо увеличивают аω. Если это не дает должного эффекта, то назначают другие материалы и расчет повторяют.
2.3.2 Проверяем условие прочности зубьев по напряжениям изгиба.
Для косозубых колес определяем приведенное число зубьев шестерни и колеса:
Определяем по ГОСТ 21354 коэффициенты формы зуба - 
и 
(таблица А.7 приложения).
Проводим сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса:
Дальнейший расчет ведем по минимальному значению найденных отношений.
Определяем коэффициент нагрузки:
где 
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
- для косозубых колес,
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (таблица А.8 приложения);
- коэффициент динамичности (таблица А.9 приложения).
Коэффициент, учитывающий наклон зубьев (для косозубых колес),
Проверяем условие прочности по минимальному значению 
, подставив параметры шестерни или зубчатого колеса в формулу вычисления напряжений изгиба:
Возможна большая недогрузка.
Если условие прочности не выполняется, то задаются большим значением mn, не изменяя аω, т.е. не нарушая условия контактной прочности.
Если это не дает положительного эффекта, то назначают другие материалы и расчет повторяют.
Определение сил, действующих в зацеплении
В прямозубой передаче сила нормального давления раскладывается на окружную и радиальную составляющие силы (рисунок 2а).
Окружные силы, в ньютонах:
где 
- вращающий момент на шестерне или колесе, Н·мм;
- диаметр делительной окружности шестерни или колеса, мм.
Осевые силы в ньютонах:
Радиальные силы в ньютонах:
Силы нормального давления в ньютонах:
где 
,
- уточненное значение угла наклона зубьев.
Расчет открытых клиноременных передач
Клиноременные передачи обычно применяют в качестве понижающих на быстроходных ступенях приводов при мощностях до 50 кВт, скоростях ремня до 25 м/с и передаточных числах до 6. Исходные данные для расчета клиноременной передачи берут из кинематического расчета привода.
Выбор сечения ремня
| |
Выбор диаметра ведущего шкива
Для выбранного сечения ремня по принимают рекомендуемый диаметр ведущего шкива d1. В технически обоснованных случаях допускается применение других стандартных значений, но не меньше минимального диаметра для данного типоразмера ремня.
Таблица №3. Основные параметры клиноременной передачи по ГОСТ 1284.1
| Обозначение сечения ремня | Wp | W | Т0 | Площадь сечения | Масса 1 м ремня | Диаметр ведущего шкива d1 | Расчетная длина ремня Lp | |
| мини-мальный | рекомен-дуемый | |||||||
| мм | мм | мм | мм2 | кг | мм | мм | мм | |
| A | 11,0 | 0,1 | 560-4500 |
Определение диаметра ведомого шкива
d2=d1·u, где u=n1/n2=5,94; d2=140·5,94=665,282≈800 мм передаточное число. Полученное значение d2 (мм) округляют до ближайшего значения по ГОСТ 20889: 315.
Уточнение передаточного числа
u′=d2/d1. u′=6,2
Расхождение расчетного передаточного числа с первоначально заданным:
Определение межосевого расстояния
Для передач с гибкой связью межосевое растояние определяется удобством расположения элементов привода. Для клиноременных передач его выбирают в интервале:
d1 + d2 ³ a ³ 0,55(d1+d2)+T0;
940 ³ a ³ 525.
а=700
где T0 –высота ремня.
Определение длины ремня
Полученное значение Lp (мм) округляют до ближайшего значения по ГОСТ 1284.1: 1400.