2. Расчёт клиноременной передачи.

Выбираем сечение ремня:

Выбор сечения ремня производим по номограмме, в зависимости т мощности P₁=5,35 кВт и от частоты вращения ведущего шкива

n₁=1455 об/мин. Принимаем сечение ремня – «Б».

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_1min:

В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром на 1..2 порядка выше d_1min из стандартного ряда, поэтому d₁=160мм.

Определяем диаметр ведомого шкива, мм:

Где - коэффициент скольжения ремня. Полученное значение d₂ округляют до ближайшего из стандартного ряда, d₂=450 мм.

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:

Определяем ориентировочное межосевое расстояние, мм:

;

где - высота сечения клинового ремня;

(принимаем a_р=500 мм)

Определяем расчётную длину ремня l, мм:

= .

(принимаем l=2000 мм)

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине ремня, мм:

При монтаже необходимо обеспечить возможность уменьшения а на 0.01l для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения

натяжения ремня необходимо предусмотреть возможность увеличения а на 0.025l.

Определение угла обхвата ремнём ведущего шкива:

Определяем количество клиновых ремней:

;

(принимаем z=4.)

Определяем силу предварительного натяжения, Н:

, м/с; принимаем θ=0,18;

Определяем силу давления на вал, Н:

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Клиновой	Ширина шкивов	82 мм
Сечение ремня	Б	Диаметр ведущего шкива d1	160 мм
Количество ремней, z	4	Диаметр ведомого шкива d2	450 мм
Межосевое расстояние а	500 мм	Скорость ремня	12,2 м/с
Длина ремня l	2000 мм	Начальное напряжение ремня Fo	254 Н
Угол обхвата ведущего шкива	147	Сила давления ремня на вал Fоп	1818 Н

3. Расчет зубчатой передачи.

3.1. Расчет тихоходной передачи.

Для передачи предусматриваем эвольвентное зацепление без смещения. Основные её параметры согласуем с СТ СЭВ 229-75. Материал для обоих зубчатых колес – сталь 40Х с объемной закалкой HRC45.

Рассчитаем зубья передачи на контактную прочность и на изгиб. Из расчета зубьев на контактную прочность вычислим межосевое расстояние передачи .

Допускаемое контактное напряжение:

,

где: предел контактной выносливости:

;

K_HL- коэффициент долговечности.

,

N_HO – базовое число циклов,

для стали с твердостью 428 НВ N_HO=65 млн. циклов;

- число колес зацепляющихся с рассчитываемым;

- частота вращения;

- режим работы тяжёлый.

- срок службы механизма в часах

- количество лет работы механизма;

-количество рабочих дней в году;

- количество часов в смене;

- количество смен;

- коэффициент использования в смене.

Для колеса:

1,2

Для шестерни:

1

минимальное значение коэффициента запаса прочности для зубчатых колёс с однородной структурой материала (улучшенных, объёмно-закаленных) ;

Для колеса:

Для шестерни:

Коэффициент K_Hβ принимаем равным 1,25 (для несимметричного расположения колёс).

Принимаем коэффициент ширины венца для прямозубых колёс _ba=0,25

Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

где K_a=49,5 – для прямозубых колёс.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_W=200

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

Принимаем по ГОСТ 9563-60

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

П ринимаем z₅=22

Принимаем z₆=78

Уточняем передаточное число:

Разница 0,1% что не превышает 2,5%

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

Проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса:

принимаем

Ширина шестерни:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колёс:

При такой скорости принимаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

при , твердости ≥350HB и несимметричном расположении колёс.

Таким образом:

Проверка контактных напряжений:

Силы, действующие в зацеплении

Окружная:

Радиальная:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

,

Здесь коэффициент нагрузки

при и твердости ≥350HB

Таким образом

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

Допускаемое напряжение изгиба:

,

где: предел контактной выносливости:

;

Коэффициент безопасности

Допускаемые напряжения:

Находим отношения :

для шестерни: Мпа

для колеса: Мпа

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни.

Определяем коэффициенты и

Проверяем прочность зуба шестерни:

Условие прочности выполнено.