Окружная сила в зубчатом зацеплении равна (рисунок 3):

F_t2 = F _t1 = Т₃ · (u+1) / (a · u) = 731,2· 10³ · (5+1) /(200 · 5) =4387 Н.

Тогда получим σ_F2 = 3,6 ·4387· 1·1,43/ (80 · 2,5) = 113 МПа, что меньше [σ_F2] = 255 МПа.

Таким образом, условие прочности на изгиб выполняется.

Проверяем зубчатую передачу на кратковременные перегрузки: — по контактным напряжениям

σ_{Нmax 2}=σ_Н2 · = 478,4· =623,8 МПа;

— по напряжениям изгиба

σ_{Fmax 2}=σ_F · К_п=113 ·1,7=192 МПа < [σ_{F max2}] .

Таким образом, условия прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба при кратковременных перегрузках выполняются.

Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 3. Делительные диаметры равны:

, .

Диаметры вершин зубьев равны:

, .

Диаметры впадин зубьев равны:

.

Проверим межосевое расстояние зубчатых колес:

а = (d₁ + d₂)/ 2= (67,5 + 332,5)/2 =200 мм.

В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 2.

1) Шестерня; 2) колесо

Рисунок 2 – Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых зубчатых колес

Радиальные силы определяем по зависимости:

F_t2 =F_t1 = 4387Н,

где  = 20⁰ – угол зацепления.

Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле:

Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 3 и приведены в таблице 8. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала d_К под колесо, который будет получен в разделе 4.7 [1].

Таблица 9 – Размеры зубчатого колеса, мм

Параметр (рисунок 4)	Формула	Расчет
Диаметр ступицы	dcт = 1,6  dК	dcт = 1,6  70 = 112
Длина ступицы	Lст = b2 … 1,5  dК	Lст = 80… 1,5  70 = = 80…105. Lст = 80 мм
Толщина обода	о = (2,5…4,0)  m	о= (2,5…4,0)  2,5 = = 6,25…10
Диаметр обода	Dо = dа2 – 2 о– 4,5  m	Dо=337,5–28– 4,5  2,5=305
Толщина диска	c = (0,2…0,3)  b2	с =(0,2…0,3)  80 = 16…24
Диаметр центров отверстий в диске	Dотв = 0,5  (Dо+ dcт)	Dотв= 0,5 (305+112) =208
Диаметр отверстий	dотв = (Dо – dcт) / 4	dотв = (305– 112) / 4 = 48,2
Фаски	n = 0,5  m	n = 0,5  2,5 = 1,25

Рисунок 3 – Цилиндрическое зубчатое колесо

Шестерня проектируется заодно с валом в виде детали вал-шестерня.

6. Расчет клиноременной передачи

Исходными данными для расчета клиноременной передачи являются:

– вращающий момент на валу ведущего шкива (момент на валу электродвигателя) Т₁ =73,2 Н  м;

– мощность на валу ведущего шкива (это требуемая мощность электродвигателя) Р₁ = 11,186 кВт;

– частота вращения ведущего шкива (это номинальная частота вращения вала электродвигателя) n₁ = 1460мин^–1;

– передаточное число ременной передачи u_рп= 2,212.

Расчет клиноременной передачи (рисунок 4) начинается с выбора сечения ремня по номограмме на рисунке 5 в зависимости от мощности Р₁ и частоты вращения n₁. По исходным данным примера подходит клиновой ремень сечения Б, размеры которого приведены в приложении Б (таблица Б.2) [1]. Выбранному сечению Б соответствуют размеры, мм: b₀ = 17; b_Р = 14;

y₀ = 4; h = 10,5; площадь сечения А = 138 мм².

Рисунок 4– Геометрические и силовые параметры клиноременной передачи

Рисунок 5 – Номограмма для выбора клиновых ремней

Минимально допускаемое значение диаметра ведущего шкива d₁ зависит от сечения ремня: для сечения А – d₁ = 90 мм; для – Б – d₁= 125мм; для – В – d₁ = 200 мм; для – Г – d₁ = 315 мм. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется принимать в качестве диаметра ведущего шкива следующее (или через одно) значение после минимально допустимого диаметра из стандартного ряда диаметров. Принимаем d₁ = 140 мм.