Разработка и конструирование редуктора (стр. 2 из 9)
Определим долговечность ремней
ч 
ч.Здесь
Н/мм2 – предел выносливости материала, 
– число шкивов, 
, 
– коэффициент, учитывающий различную величину напряжения изгиба на малом и большом шкиве.Усилие, действующее на вал от ременной передачи
Н.Основные размеры шкива (рис. 2)
Рис. 2
В соответствии с числом ремней z 
=4 ширина клинового ремня выбирается по ГОСТ–20889–75 – ГОСТ–20897–75, т.е. M=52 мм.
Длинна ступицы может быть определена как
lст=1,5·dбыстр=1,5·30=45 мм
Размеры профиля канавок шкива для клинового ремня с выбранным сечением “О” приведены в табл. 3
Таблица 3
| Сечениеремня | lp | b  | h | e | f |  | |
| dp | b  | ||||||
| О | 8,5 | 2,5 | 7,5 | 12  0,3 | 8 | 80–100 | 10,1 |
Подбор материалов зубчатых колес
Таблица 4
| передача | маркастали | механические свойства после обработки | твердостьповерхн.послезакалки инизкогоотпускаHB | твердостьповерхн.послезакалки инизкогоотпускаHRC | температураотпуска  | ||
временноесопротивл.  , МПа | пределтекучести  , МПа | ||||||
| быстрох. | шестерня | 45 | 1190 | 1020 | 350 | 39 | 400 |
| колесо | 35 | 970 | 560 | 335 | 38 | 200 | |
| тихоход. | шестерня | 45 | 1637 | 1550 | 492 | 51 | 200 |
| колесо | 40Х | 1376 | 1220 | 417 | 46 | 400 | |
| представленные выше стали все с объемной закалкой | |||||||
Допускаемые напряжения
Допускаемые контактные напряжения при расчете зубчатых передач на контактную прочность определяются по формуле
,где
– базовый предел выносливости поверхности зубьев по контактным напряжениям для пульсирующего цикла вычислится как 
, 
. Коэффициент долговечности 
при переменной нагрузке определится как 
, где базовое число 
, число циклов нагружения зубьев 
Причем для однородной структуры материала (в данном случае объемная закалка) коэффициент
ограничивают в пределах 1 
2,6. В случае, когда расчетная <1, будем принимать =1.Допускаемые изгибные напряжения могут быть определены по формуле
,где
– базовый предел выносливости материала колеса по изгибным напряжениям для пульсирующего цикла определится следующим образом 
, при HB 
350; 
, при HB>350. 
; 
. Коэффициент долговечности определится как 
, при HB 350; 
, при HB>350,где базовое число
. Число циклов нагрузки 
,Где
, при HB 350; 
, при HB>350.Укажем на некоторые ограничения на величину
: 1 
2 при HB 350; 1 1,6 при HB>350. В случае, когда расчетная <1, примем =1.Все расчетные данные занесем в табл. 5
Таблица 5
| Быстроходная шестерня | Быстроходноеколесо | Тихоходнаяшестерня | Тихоходноеколесо | |
| n | 231,25 | 51,62 | 51,62 | 14,92 |
| HB | 350 | 335 | 492 | 417 |
| HRC | 39 | 38 | 51 | 46 |
 | 5,17·107 | 1,154·107 | 1,154·107 | 3,336·106 |
 | 3,827·107 | 3,445·107 | 8,666·107 | 5,827·107 |
| | 0,951  1 | 1,2 | 1,399 | 1,611 |
| | 852 | 834 | 1068 | 978 |
 | 774,545 | 909,793 | 1358,677 | 1432,167 |
 | 4,489·107 | 1,002·107 | 9,541·106 | 2,758·107 |
| | 0,668 1 | 0,858 1 | 0,908 1 | 1,042 |
| | 630 | 603 | 600 | 600 |
 | 370,588 | 354,706 | 352,941 | 367,829 |
4. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач
1. Быстроходная передача.
Для определения межосевого расстояния прямозубых передач используется формула вида
мм.Здесь коэффициент динамической нагрузки для предварительных расчетов примем
; относительная ширина передачи из нормального ряда чисел 
; допускаемые контактные напряжение шестерни 
, т.к. оно меньше колеса.Зададим число зубьев шестерни
. Определим 
следующим образом 
. Округлим до ближайшего целого 
.