2.2 Проверочный расчет

Проверить прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви , Н/мм²:

(2.18)

где - напряжение растяжения, Н/мм²;

-в плоском и поли клиновом ремне

σ₁ = 504/252 + 338/(2·252) = 2,66 Н/мм²

- напряжения изгиба, Н/мм²;

- в плоском ремне

Здесь =80...100/мм² - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней, принимаю что =100 мм², тогда

σ_и = E_иδ/d₁ = 100∙2,8/180 = 1,55 Н/мм²,

- напряжения от центробежных сил, Н/мм²

Здесь р - плотность материала ремня, кг/м³; р = 1000... 1200 кг/м³ - для плоских ремней, принимаю что р = 1100 кг/м³, тогда

σ_v = ρv²10^-6 = 1100∙6,6²∙10^-6 = 0,05 Н/мм²,

= 8 Н/мм²- для плоских ремней;

σ_max = 2,66+1,55+0,05 = 4,26 Н/мм²

Так как условие σ_max < [σ]_p выполняется, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

Таблица 2.1

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние, а	1110	Частота пробегов ремня и, 1/с	0,6
Толщина ремня	2.8	Диаметр ведущего шкива d1	180
Ширина ремня b	90	Диаметр ведомого шкива d2	560
Длина ремня l	3,50	Максимальное напряжение , H/мм2	4.26
Угол обхвата ведущего шкива ,град.	163	Предварительное натяжение ремня , Н	504
Тип ремня	Плоский	Сила давления ремня на вал , Н	997

3.Зубчатая передача

3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес.

В зубчатых передачах общего назначения целесообразнее применять колеса с твердостью НВ≤350

При производстве редукторов как правило шестерню и колесо выполняют из стали одной и той же марки. Рекомендуется назначать твердость шестерни на 30 ед. выше чем для колеса.

Выбираем для шестерни Ст45, термообработка – улучшение, НВ=320. Тогда для колеса выбираем Ст45, термообработка – улучшение, НВ=272

НВ₁-НВ₂=302-272=30

Это обеспечивает хорошую прирабатываемость зубьев.

3.2Определение основных параметров передачи.

Проектный расчет.

Для углеродистых сталей с твердостью меньше 350НВ и термообработкой улучшение допускаемое напряжение для шестерни

[δ]_но=1,8*НВ_ср+67=1,8*(302+272)/2+67=583,6 Н/мм² (3.1)

Допускаемое контактное напряжение для колеса

[δ]_FО=1,03*НВ_ср=1,03*(302+272)/2=295,6 Н/мм² (3.2)

Определяем коэффициент долговечности для шестерни

К_HL1=⁶√(N_HO1/N₁) (3.3)

Где N₁=573*ω*L_h, число циклов перемены напряжений

L_h=365*L_r*K*t_c*L_c*K_c, срок службы привода, ч

L_h=365*5*1*12*2*1=43800 ч

Тогда: N₁=573*22,2*61320=780 млн. часов

N₂=573*5,55*61320=195 млн. часов

К_HL1=⁶√(25*10⁶/780*10⁶)=0,03

К_HL1=⁶√(25*10⁶/195*10⁶)=0,13

Так как N>N_Ho, то принимаем K_HL=1

Определяем допускаемые контактные напряжения

[σ]_Н1=K_HL*[σ]_НО1=583,6*1=583,6 Н/мм²

[σ]_Н2=K_HL*[σ]_Fo=295,6*1=295,6 Н/мм²

Таким образом допускаемое напряжение для колеса имеет наибольшее значение, поэтому будем использовать [σ]_Н1=[σ]_Н2=295,6 ,Н/мм²