Расчёт клиноремённой передачи.

 

Выбор сечения ремня:

Сечение ремня выбираем по номограмме из методических указаний в отношении nэл/Рэл и получаем сечение Б.[5, с. 134]

 

Определяем вращающий момент

 

    

 

Определяем диаметр меньшего шкива

 

    (8)

 

По ГОСТ 17383-73 округляем до ближайшего стандартного:d₁=90мм.

 

Определяем диаметр большого шкива

 

(9)

 

где: ε=0,02 [6 с. 212]

По ГОСТ 17383-73 принимаем d₂=250мм

 

2.4 Определяем межосевое расстояние в интервале amin и аmax :

 

  (10)

 

где h=8(высота сечения ремня)

(11)

 

2.5 Определяем длину ремня:

 

    (12)

 

Округляем длину ремня до L = 1120мм

 

Уточняем межосевое расстояние

 

(13)

(14)

  (15)

 

Определяем угол обхвата

 

(16)

 

Определяем число ремней

 

  (17)

где С_L – коэффициент длины ремня (С_L =0,91 [5, с. 135 табл. 7,9] );

С_р – коэффициент режима нагрузки ( С_р=1,1[ 6 с. 260, табл 9.3]);

Р₀ – номинальная мощность передаваемая одним ремнём (Р₀=1,32 [ ]);

С_α - коэффициент угла обхвата (С_α=0,92 [c.259]);

С_z –коэффициент передаточного отношения (С_z=0,9 [ 6 с.259]).

Принимаем число ремней равное семи.

 

Определяем натяжение ветви ремня

 

   (18)

 

где V-окружная скорость

 

(19)

Определяем силу действующую на вал

 

(20)

 

Расчет закрытой косозубой цилиндрической передачи.

 

Исходные данные

 

Частота вращения шестерни: ω₂=108,4с-¹;

Момент передаваемый шестерней: Т₂=67,7^.10³ Н^.мм;

Передаточное число: U₂=5;

 

Расчет на контактную прочность

 

Выбор материала и термообработки

Сталь 40Х, для колеса и шестерни закалка поверхностного слоя ТВЧ.

Gнlim - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружений. [7, с8; 6, с254]

- для шестерни Gнlim=17HRC+200=1050мПа; HRC=50

- для колеса Gнlim=17HRC+200=1050мПа; HRC=50

Определение допускаемых контактных напряжений

 

   (22)

 

где S_н – коэффициент безопасности [ (Sн=1,2) 7, табл306];

К_нL – коэффициент долговечности [ (КнL= 1) 7, табл305];

N_но – базовое число циклов перемены напряжений [7, табл307]

Nне - эквивалентное число циклов

 

(23)

 

где а – число зацеплений зуба за один оборот колеса(а=1);

ω – угловая скорость вала, рад/с;

L_n – срок службы передачи, ч (Ln=10000);

 

 

-для шестерни

- для колеса

Выбираем [σ]_н2=[772]мПа, т.к. материал и обработка выбраны одинаковыми.

 

Межосевое расстояние

 

(24)

 

где Z_м – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес, для пары стальных колес Z_м=271;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, предварительно принимаем Z_ε=0,85;

Z_н – коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев, предварительно принимаем Z_н=1,75

Т_ш – крутящий момент на шестерни, Н^.мм;

Т_ш=67,7^.10³ Н^.мм

К_н – коэффициент нагрузки, предварительно принимаем К_н=1,3

К_нl - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для косозубых К_нl=1,1

Ψ_ba – коэффициент ширины колеса в зависимости от межосевого расстояния [(Ψ_ba=0,315) 7, табл314];

[σ]н – расчетное контактное напряжение, для косозубых колес.

Межосевое расстояние первой передачи

 

 

По ГОСТ 9563-60 принимаем аw=112мм.

Межосевое расстояние второй передачи

 

 

По ГОСТ 9563-60 принимаем аw=180мм