Знайдемо напруження розтягу в пасі, мПа:

де А – площа поперечного перерізу пасу, м²;

А= 81мм.

F_t – корисна сила, Н;

Знайдемо напруження згину, МПа:

де Е_зг – модуль пружності пасу при згині, Е_зг=90 МПа;

Знайдемо максимальні напруження в пасі, МПа:

Знайдемо коефіцієнт, який враховує різну ступінь впливу напружень згину на ведучому і введеному шківах:

Визначимо ресурс передачі, год:

Визначимо кількість замін пасу:

В процесі експлуатації пас не потребує заміни.

Підсумкові дані: Тип пасу згідно гост 1284.1-80 – клиновий

Переріз пасу – А

Довжина пасу L=1800 мм

Матеріал пасу – кордшнуровий

Міжосьова відстань мм

Фактичне передаточне число передачі U=2,54

Число пасів Z=4

Сила попереднього натягу F₀=153 Н

Сила, яка діє на вали F_R=1212 Н

Робочий ресурс передачі t_n=4702,1год

Кількість зміни пасів за ресурс роботи привода : 0

Межа регулювання:

3. Розрахунок циліндричної зубчастої передачі

Розрахувати косозубу циліндричну зубчасту передачу одноступеневого редуктора за такими даними: передаточне число передачі и=3,15; передача нереверсивна; режим навантаження П; можливі короткочасні перевантаження до 150 % від номінального; строк служби передачі h = 10000 год.

3.1. Матеріализубчастих коліс

Для виготовлення шестірні вибираємо відноснодешеву легованусталь 40ХН із термообробкою — поліпшення та гартування СВЧ. За даними довідників вибираємо:

для шестірні твердість поверхні зубців Н₁= 470 НВ , σ_в1 = 900 МПа, σ_т1 = 750 МПа при діаметрі заготовки до125мм;для колесавибираємо сталь 40ХН твердість поверхні зубців Н₂ = 270 НВ, σ_в2 = 790 МПа, σ_т2= 640 МПа при діаметрі заготовки до 280 мм.

3.2. Допустимі напруження для розрахунку зубчастої передачі

а) Допустимі кон­тактні напруження. Границі контактної витривалості зубців шестірні та колеса будуть такими:

σ_{H lim b1} = 17HRC+ 200 = 17· 47 + 200 = 999МПа;

σ_{H lim b2} = 2HB+ 70 = 2 · 270 + 70 = 610МПа

Базу випробувань для матеріалу шестірні та колеса визначаємо за формулою:

N_H01 = 30 ·Н₁ = 30 · 470^2.4 = 7,765 · 10⁷

N_H02 = 30· Н₂ = 30 · 270^2.4 = 2,053 · 10⁷

При постійному режимі число циклів навантаження зубців колеса:

Якщо заданий типовий режим навантаження:

Коефіцієнт довговічності враховує можливості збільшення допустимих напружень при еквівалентному числі циклів навантаження зубців на строк служби передачі, меншому від бази випробувань . При постійному режимі навантаження :

Для шестерні:

Для колеса:

Допустиме контактне напруження:

де = 1,2

б) Допустимі напруження на згин. Границі витривалості зубців при згині для бази випробувань N_F0 = 4 · 10⁶

σ_{F lim b2} = 1.8HB = 1.8 · 270= 486МПа

Так, як , розраховуємо за формулою:

Для зубчастих коліс із твердістю зубців Н

при

Допустиме напруження на втому при згині:

3.3. Проектний розрахунок передачі

Для проектного розрахунку попередньо бе­ремо коефіцієнт ширини вінця = 0,40 і відповідно = 0,5 (U + 1) = 0.5 · 0,40 · (4,0 + 1) = 1

Залежно від (симетричне розміщення зубчастих коліс відносно опор валів та твердостіH < 350 НВ) визначаємо коефіцієнт нерівно­мірності навантаження по ширині зубчастих вінців, К_Hβ = 1,05.

Допоміжний коефіцієнт Ка = 495 МПа^1/3 для сталевих прямозубих коліс.

За формулою мінімальна міжосьова відстань передачі

Вибираємо фактичну міжосьову відстань α_ω = 200 мм.