(3.10)

(3.11)

Визначаємо фактичну між осьову відстань за формулою:

= (3.12)

Подальші розрахунки виконуємо за фактичною міжосьовою відстанню.

Визначаємо основні геометричні параметри передачі, мм

Ділильний діаметр d , мм:

шестерні = (3.13)

колеса = (3.14)

Діаметр кола вершин зубів d_a, мм:

шестерні d_а1 = d₁+2m=68мм(3.15)

колесаd_а2 = d₂+2m =258мм (3.16)

Діаметр кола западин зубів d_f, мм:

шестерні d_f1 = d₁-2,4m=56,6мм(3.17)

колеса d_f2 = d₂-2,4m=246,76мм(3.18)

Ширина зубчастого вінця b, мм:

шестерні b₁ = b₂ + (3…5 мм)=52мм(3.19)

колесаb₂=ψ∙a_w=46мм(3.20)

3.2 Перевірочний розрахунок закритої передачі

Перевіряємо контактне напруження по формулі:

_н= , Н/мм² (3.21)

де F_t сила в зачепленні, Н:

F_t= = (3.22)

К - допоміжний коефіцієнт, для косозубої пердачі К=43

K_Hv - коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передачі. Для визнання швидкості v =1,84m/c

=497,1Н/мм²

3.2.2 Перевіряємо напруження згину зубів шестерні і колеса, Н/мм²

Н/мм² (3.23) H/мм² (3.24)

де, K_Fv =1,8 коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передач;

Y_F1 =3,81- коефіцієнт форми зуба, в залежності від числа зубів z₁

Y_F2 =3,6- коефіцієнт форми зуба, в залежності від е числа зубів z₂

Y_β =0,922- коефіцієнт, який враховує нахил зубів.

Н/мм²

Н/мм²

Таблиця 3.1 - Геометричні параметри зубчастої конічної передачі

Параметр	Познач.	3начення	Параметр	Познач.	3начення
Міжосьова відстань	aw	155	Ширина зубчатого вінця	b1 b2	52 46
Модуль зачеплення	m	2,25	Діаметр кола вершин зубів	da1 da2	68 248
Ширина зубчастого вінця	b	46	Діаметр кола западин зубів	df1 df2	56,6 246,76
Кількістьзубів	z1 z2	29 116	Середній ділильний діаметр	d1 d2	62 248
Вид зубів		косі	Кут нахилу зубів	δ	110

Таблиця 3.2 - Результати перевірочного розрахунку

Параметр	Позначення	Припустиме значення	Розрахункове значення	Примітки
Дотичні напруження	δH	513	497,1	Умова виконується
Напруження згину	δF1	255	130,6	Умова Виконується
	δF2	294	106,02

4. РОЗРАХУНОК КЛИНОВОЇ ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

4.1 Вибір перерізу пасу

Згідно з номограмою у відповідності до потужності електродвигуна і частоти його обертання обираємо пас перерізу А, його характеристики такі:

b_P =11

b_O=13

h =8

y_O=2,8

A = 81

q =0,105

4.2 Визначення розрахункового діаметру ведучого шківа

Розрахунковий діаметр шківу обираємо в залежності від крутного моменту та обраного перерізу пасу.

D_1min=100мм

4.3 Визначення діаметру веденого шківу d₂

,(4.1)

де u_ВП - передаточне число відкритої передачі

ε =0,01...0,02 - коефіцієнт ковзання

Отримане значення необхідно відкоригувати за рядом стандартних чисел.

4.4 Визначення фактичного передаточного числа пасової передачі

(4.2)

4.5 Визначення орієнтовної міжосьової відстані

(4.3)

4.6 Визначення розрахункової довжини пасу

(4.4)

Отримане значення округлюється до найближчого стандартного значення

4.7 Уточнення міжосьової відстані

(4.5)

4.8 Визначення кута охоплення пасом ведучого шківу

(4.6)

4.9 Визначення швидкості пасу

(4.7)

4.10 Визначення припустимої потужності, яка може передаватися пасом

(4.8)

де Р_о =0,95- припустима потужність передана одним пасом;

С_р =1- коефіцієнт динамічності навантаження і довговічності роботи;

С_α =0,83- коефіцієнт кута охоплення ведучого шківа;

С_l =1- коефіцієнт відношення розрахункової довжини пасу до прийнятої;

С_z =0,9- коефіцієнт очікуваної кількості пасів комплекту клинопасової передачі.

4.11 Визначення кількості приводних пасів в комплекті

(4.9)

4.12 Визначення сили попереднього натягнення

(4.10)

4.13 Визначення колової сили переданої комплектом клинових пасів

(4.11)

Таблиця 4.1 Параметри пасової передачі.

Параметр	Значення	Параметр	Значення
Тип пасу	A	Діаметр ведучого шківа d1	100
Переріз пасу	Нормальний	Діаметр веденого шківа d2	315
Кількість пасів z	6	Міжосьова відстань a	251
Довжина пасу l	1200	Початкове натягнення пасу F0	678
Кут охоплення малого шківа α	115,59	Сила тиску пасів на вал редуктора FВП	7409

5. ВИЗНАЧЕННЯ НАВАНТАЖЕНЬ ВАЛІВ РЕДУКТОРА

5.1 Визначення сил в зачепленні закритої передачі (циліндрична косозуба)

Окружна сила F_t , H:

На колесі:

F_t2 = (5.1)

На шестерні: F_t1= F_t2 =3516 H

5.1.2 Радіальна сила F_r, H:

На шестерні:

F_r1 = (5.2)

На колесі:

F_r1 = F_r2=1304 H (5.3)

Осьова сила F_a, H:

На шестерні:

F_a1 = (5.4)

На колесі:

F_a2 -= F_a1=683 H(5.5)

5.2 Визначення сил, від відкритої передачі (пасової)

Консольна сила

F_ВП = (5.6)

Таблиця 5.1 Силові навантаження валів

Параметр		Шестерня		Колесо
Колова сила Ft, Н		3516		3516
Радіальна сила Fr, Н		1304		1304
Осьова сила Fa, Н		683		683
Сила від відкритої предачі Fвп, Н	7409

6. Проектний розрахунок валів редуктора

6.1 Вибір матеріалу валів

Для проектованого редуктора обираємо для виготовлення валів термічно оброблену середньовуглецьову сталь 45 або леговану сталь 40Х, з припустимими напруженнями на кручення τ_К=10...20 Н/мм², причому для швидкохідного вала необхідно призначати менше значення, а для тихохідного відповідно більше.

6.2 Визначення геометричних параметрів ступеней валів (конічний редуктор)

Швидкохідний вал - шестерня

Перша ступінь - під елемент відкритої передачі та напівмуфту:

d_1Ш = = =32 мм(6.1)

l_1Ш = (1,0…1,5) d_1Ш=44,8мм(6.2)

Друга ступінь - під ущільнення:

d_2Ш = d_1Ш + 2t=36 мм(6.3)

де t - висота бортика (таблиця 17)

l_2Ш = 1,5 d_2Ш=35 мм(6.4)

Третій ступінь - під підшипник:

d_3Ш = d_2Ш + 3,2r=40 мм(6.5)

де r - координати фаски підшипника

l_3Ш = b₁+2a=32,6 мм(6.6)

де a = 8…10 мм – відстань від краю шестерні до внутрішньої стінки корпуса редуктора.

Четвертий ступінь - під шестерню:

d_4Ш = 40мм (6.7)

l_4Ш =107,4 мм(6.8)

Пятий ступінь під підшипник

d_5Ш=40мм

l_5Ш=34,6