Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации

[1, с.36]:

;

принимаем по ГОСТ 9563-80 m_n = 2,5 (мм).

Примем предварительно угол наклона зубьев [1, с.37]  = 10 ⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса:

;

примем Z₁ = 25, тогда Z₂ = Z₁∙U_p = 25∙4 = 100;

примем Z₂ = 100.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

,  = 12⁰34^/.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

проверка:

диаметры вершин зубьев:

ширина колеса:

ширина шестерни:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

при такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности [1, с.32].

Коэффициент нагрузки.

При _bd = 1,08, твердости менее 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от напряжения шатунной передачи К_Н = 1,044 [1, с.39]. При v = 1,6 (м/с) и восьмой степени точности

К_Н = 1,0651 [1, с.39]. Для косозубых колес при v < 5 м/с имеем К_Нv = 1,0 [1, с.40].

Таким образом, коэффициент нагрузки равен:

Проверка контактных напряжений [1, с.31]:

Силы, действующие в зацеплении [1, с.294]:

окружная:

радиальная:

осевая:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [1, с. 46]:

.

Коэффициент нагрузки

.

Здесь K_F = 1,112; K_FV = 1,1 [1, c.43].

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_v.

для шестерни

для колеса

При этом Y_F1 = 3,86; Y_F2 = 3,6 [1, c. 42].

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [1, c. 43]

Для стали 45 нормализованной при твердости НВ меньше 350 [2, c. 295] предел выносливости при отнулевом цикле изгиба ;

для шестерни ;

для колеса

Коэффициент безопасности .для поковок и штамповок[1,c.45]. Таким образом,

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни

для колеса

Для шестерни отношение

для колеса

Коэффициент Y_ учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:

Коэффициент К_F учитывает распределение нагрузки между зубьями.

где _ - коэффициент торцового перекрытия и n – степень точности зубчатых колес.

_= 1,5; n = 8 [2, c.47].

Проверяем прочность зуба колеса [2, c. 46]:

_F2 = F_tK_FY_FY_K_F /b₂m_n  [_F];

= 206 (МПа) – условие прочности выполнено.

3. Расчёт клиноремённой передачи

Исходные данные для расчёта: передаваемая мощность Р_тр = 4,98 кВт; частота вращения ведущего (меньшего) шкива n_дв = 1445 об/мин; передаточное отношение U_рем = 2,5; скольжение ремня  = 0,015.

По номограмме принимаем сечение клинового ремня О [1, c.134].

Вращающий момент

Диаметр меньшего шкива [1, c.130]

Принимаем d₁ = 125 мм.

Диаметр большего шкива [1, c.120]

d₂ = U_ремd₁(1 - ) = 2,5∙125(1 – 0,015) = 307,8 мм;

Принимаем d₂ = 310 мм.

Уточняем передаточное отношение

При этом угловая скорость вала В будет

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчёту,

что менее допускаемого –  3 %.