2.1.1Исходные данные

Частота вращения вала 1 об/мин

Частота вращения вала 2-3 об/мин

Передаточное отношение

Мощность передаваемая Р = 1,722 кВт

Число рабочих смен в сутках

Руководствуясь исходными данными выбираем легкий режим работы.

По монограмме (рис. 9.4) выбираем ремень сечением А. [9]

Отсюда: (по ГОСТ 1284.1-80; ГОСТ 1284.3-80)

• Ширина ремня W = 13мм.

• Высота ремня Т0 = 8мм.

• Площадь сечения ремня А = 0,81

• Расчетная длина в интервале

Минимальный диаметр меньшего шкива (по табл. 9.4 уч. Под ред Чернавского С.А.)

Определяем диаметры шкивов (из стандартного ряда):

Уточняем передаточное отношение с учетом относительного скольжения

S = 0.01.

Определяем межосевое расстояние:

Принимаем промежуточное значение А = 300 мм.

Определяем расчетную длину ремня по формуле:

Ближайшее значение из стандартного ряда

Уточняем межосевое расстояние:

Тогда

Рассчитываем угол обхвата ремнями малого шкива d1.

Определяем коэффициенты:

• Угла обхвата

• Длины ремня

• Режима работы

Число ремней (предварительно принимаем z = 2, из таблицы стр.267 [9] находим

Находим по таблице 9.5 номинальную мощность Р0, для ремня сечением А, с расчетной длиной , при , и имеем:

Р0 = 1,4 кВт.

Определяем расчетную мощность:

кВт.

Рассчитываем число ремней:

Определяем натяжение каждой ветви одного ремня , Н.

• Скорость ремней:

• Н.

Сила, действующая на валы:

Н.

Определяем рабочий ресурс ремня:

Число пробега . Практика эксплуатации позволила установить, что при соблюдении указанных рекомендаций по выбору основных параметров передачи средняя долговечность ремней составляет 2000…3000 ч. (стр. 276 «Детали машин»: Иванов М.Н., Финогенов В.А.)

3. Расчет зубчатых передач

Расчет передачи коническими прямозубыми колесами 3-4

2.2Выбор материала зубчатых колес

По таблице 2.1[1] выбираем материал и вид термообработки. Все данные приводим в таблице 2:

Таблица 2

	Марка стали	Термообработка	Твердость зубьев	, МПа
Колеса	45	улучшение	260НВ	400
Шестерни	45	улучшение	300HB	400

2.3Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

2.3.1Определение допускаемых контактных напряжений:

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны:

, [3]

где - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

- коэффициент безопасности. Для зубчатых колес с однородной структурой (нормализация, закалка, улучшение, объемная закалка) материала , для зубчатых колес с поверхностным упрочнением .

, [3]

где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

- коэффициент долговечности

. [3]

При для переменной нагрузки принимают , в остальных случаях ;

- базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости:

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой нагрузки

, [3]

где n – частота вращения рассчитываемого колеса, об/мин;

с – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот;

- максимальный (наибольший) из длительно действующих моментов (пусковой момент в этот расчет не входит);

- момент, действующий в i-е время;

- время действия i-го момента; определяется в долях от суммарного времени работы передачи согласно графику нагрузки.

Выполняем расчет всех нужных коэффициентов.

Находим эквивалентное число циклов перемены напряжений для каждого колеса:

Рассчитываем пределы контактной выносливости зубьев для колес и шестерен:

; [3]

_. [3]

Рассчитываем допускаемые контактные напряжения для колес и шестерен: