2.2 Проверочный расчет

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви по условию [1, с. 84]

[ ] (2.19)

где [ _p ] – допускаемое напряжение растяжения, для клиновых ремней

[ _p ] =10 МПа [1, с. 85].

Определяем напряжение растяжения σ₁ в клиновом ремне [1, с. 84]

(МПа), (2.20)

где А – площадь поперечного сечения ремня, А = 138 мм² [1, таб К41, с. 440].

Определяем напряжения изгиба _и в клиновом ремне [1, с. 84]

(МПа), (2.21)

где Е_и – модуль продольной упругости при изгибе, для прорезиненных ремней

Е_и = 80…1000 Н/мм² [1, с. 84]; принимаем Е_и = 80 Н/мм²;

h – высота сечения клинового ремня, h = 10,5 мм.

Определяем напряжения от центробежных сил _ [1, с. 85]

(МПа), (2.22)

где – плотность материала ремня, для клиновых ремней = 1250…1400 кг/м³[1, с. 85], принимаем = 1300 кг/м³;

 – скорость ремня,  = 3,03 м/с.

Максимальные напряжения в сечении ведущей ветви ремня равны

(МПа).

Условие

[ ]

выполняется, так как  _max = 8,582 МПа < [ _p ] = 10 МПа.

Результаты расчетов сведем в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 – Параметры клиноременной передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Частота пробегов ремня U, с-1	1,52
Сечение ремня	Б	Диаметр ведущего шкива d1, мм	160
Количество ремней z	5	Диаметр ведомого шкива d2, мм	450
Межцентровое расстояние а, мм	500,13	Максимальное напряжение σmax, МПа	8,582
Длина ремня l, мм	2000	Предварительное натяжение ремня F0, Н	306,0
Угол обхвата ведущего шкива α1, град	146,95°	Сила давления ремня на вал Fоп , Н	2933,6

3 Расчёт закрытой косозубой зубчатой передачи

3.1 Расчет срока службы приводного устройства

Срок службы (ресурс) L_h определяем по формуле [1, с. 39]

(3.1)

где L_г – срок службы привода, L_г= 9 лет;

t_c – продолжительность смены, t_c = 8 ч;

L_c – число смен, при двухсменном режиме работы L_c = 2.

Из полученного значения L_h следует вычесть примерно10…25 % часов

на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни [1, с. 39]. Находим срок

службы привода, принимая время простоя машинного агрегата 20 % ресурса

Рабочий ресурс привода принимаем L_h = 42 ∙10³ ч.

3.2 Выбор твердости, термообработки и материала зубчатых колес

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости

твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂ [1, с. 51].

Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и

колеса при твердости материала Н ≤350 НВ в передачах с прямыми и непря-мыми зубьями составляет НВ_1ср – НВ_2ср= 20…50 [1, с. 54].

Выбираем материал заготовки, термообработку и твердость зубчатой

пары по рекомендациям [1,табл. 3.1,c.52]. Результаты выбора представим в виде таблицы 3.1.

Таблица3.1 – Выбор материала, термообработки и твердости

Параметр	Элемент передачи
	Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 45	Сталь 45
Термообработка	Улучшение	Улучшение
Твёрдость	Н≤350 HB	Н≤350 HB

Механические характеристики, выбранные по таблице 3.1, сведем в таблицу 3.2.

Дополнительно рассчитаем значения средних твердостей

;

. (3.2)

Проверяем разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса

,

что соответствует рекомендуемому диапазону 20…50.

Таблица 3.2 – Механические характеристики материалов зубчатой

передачи

Элемент передачи	Марка стали	Твердость НВ		Предел прочности , МПа	Предел текучести , МПа	Предел выносливости при симметричном цикле напряжения , МПа
		заготовки	средняя
Шестерня	45	269…302	285,5	890	650	380
Колесо	45	235…262	248,5	790	640	375

Определяем предельные значения размеров заготовки

шестерни – диаметр D _пред = 125 мм [1, таб. 3.2, с. 53];

зубчатого колеса – толщина диска S_пред = 80 мм [1, таб. 3.2, с. 53].