Строение и назначение редуктора (стр. 2 из 4)
Находим предварительное натяжение одного ремня по формуле 12.32/2/ по формуле 12.30/2/
где
- натяжение за счет центробежных сил.
кг/м3 - плотность ремня;A=138 10-6 м3 - площадь ремня.
Н 
НРавнодействующая нагрузка:
3. Расчет косозубой цилиндрической передачи
3.1 Выбор материала и определение допускаемого напряжения
В связи с нагрузкой привода выбираем для изготовления зубчатых колес Сталь 40ХН2МА. Она обладает достаточной технологичностью и является распространенной.
Для шестерни НВ=302 (термообработка, азотирование).
; 
; 
;
; 
;
;
Для колеса НВ=260…280 (термообработка, улучшение).
; 
; 
;
;
;
;
;
;
;
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость
В косозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:
В данном случае:
МПаДопускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:
бF0 – предел выносливости зубьев;
SF – коэффициент безопасности;
KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки KFC=1;
KFL –коэффициент долговечности KFC=1.
SF=1,75 коэффициент безопасности (таблица 8.9)
3.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям
Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/
где Епр приведенный модуль упругости;
Епр = 2,1*105 МПа.
Т2 – крутящий момент на валу колеса;
Т2=970,755 Нм
u=5 передаточное число Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния 
(табл. 8.4 [2]); 
= 0,4
- коэффициент ширины к диаметру
=1,06- коэффициент концентрации нагрузки;
По рисунку 8.15 /2/ находим:
=1,06
мм
Принимаем стандартное значение межосевого расстояния (стр. 136/2/) а=250мм.
Ширина:
Модуль передачи:
Принимаем m=3,5. Определим делительный диаметр:
мм
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Принимаем
z1=22, z2=121
Уточняем
.
Уточняем 
по межосевому расстоянию
коэффициент осевого перекрытия
Делительные диаметры.
Шестерни: 
Колеса: 
Проверка межосевого расстояния
3.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
По формуле 8.29/2/
Нмм.
Назначаем 9 степень прочности (по таблице 8.2)
по таблице 8,7
3.4 Проверочный расчет прочности зубьев на изгиб
sF = 
£ [sF],
где ZFb - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.
ZFb = KFaYb /140 ,
где KFa = 1,35 - дополнительный коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями в многопарном зацеплении косозубой передачи (табл. 8.7, /1/);
Yb = 1 - bо/140= 1 – 17,9◦/140 = 0,872.
- окружное усилие
Приведенное число зубьев
Zv1 = Z1/ cos2b = 22/cos2 17,9◦ = 24
Zv2 = Z2/ cos2b = 121/cos2 17,9◦ = 134
YF1=3,9; YF2=3,75; (Рисунок 8.20, /1/.)
Вычисляем отношения 
:
.
Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:
Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
4. Эскизная компоновка редуктора
4.1 Определение диаметров участков вала
а) для быстроходного вала:
.
Принимаем
(таблица 19.1/1/)