3. Расчет передач

3.1 Расчет клиноременной передачи

T=137.256 Нм – врвщающий момент на ведомом шкиве;

Передаточное число:

Исходя из момента ведомого вала выбираем ремень сечения Б. Его характе­ристики:

b_р =14(мм) - рабочая ширина ремня;

h=10.5(мм) – высота ремня;

S₁ =138(мм²) - площадь сечения ремня;

ε=0.01;

Длина ремня L=560..4000(мм);

D_min = D₁ = d_р =160(мм);

Диаметр ведомого шкива:

D₂ = D₁ ·U_рем=160·1.741 =278.56(мм)=280(мм);

Минимальное межосевое расстояние:

а_min=0.55(D₁+D₂)+h=0.55·(160+280)+8=252.5(мм);

Максимальное межосевое расстояние:

а_max=2(D₁+D₂)=2·(160+280)=880(мм);

Фактическое передаточное число: ;

Передаточное число с учетом проскальзывания ремня:

;

Проверим отклонение фактического передаточного:

удовлетворяет условиям.

Окружная скорость ремня:

Примем межосевое расстояние равным a=500(мм).

Исходя из этого длина ремня будет следующей:

Уточним межосевое расстояние:

a_min=a-0.015·L=475(мм);

a_max=a+0.03·L=551(мм);

Угол между натянутым ремнём и горизонтом:

Усилия в зацеплении:

σ₀=1.5;

E_u=80(МПа) - модуль упругости; ρ=1250 кг/м³ – плотность ремня (стр.38-39, [1]);

v₁=1;

v₂=1;

m=8; - показатель степени кривой усталости для клиновых ремней.

Поправочные коэффициенты берем из таблиц 3.7, 3.8, 3.9 (стр.54-55, [1]):

C₁=0.98 - угол обхвата;

C₂=1.0 – скорости;

C₃=0.9 – режима работы.

k₀=1.88;

k=k₀ C₁ ·C₂ ·C₃=1.88·0.98·1.0·0.9=1.66;

Количество ремней в передаче:

Сила натяжения ремня данной передачи:

;

Рассчитаем долговечность ремня:

- напряжения в ремне:

; - напряжение от рабочего натяжения F_t;

- напряжение изгиба;

- от центробежной силы;

- наибольшее напряжение в ремне:

- долговечность ремня:

- предел усталости для клиновых кордтканевых ремней.

Итак запишем параметры выбранного ремня из таблицы 3.20 (стр.60, [1]):

f=12,5(мм) – расстояние от края шкива до середины 1-го ремня;

e=14,7(мм) – расстояние между ремнями;

b=4,2(мм) – ширина впадины по вершине зуба;

3.2 Расчет быстроходной цилиндрической косозубой передачи

3.2.1 Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес

Для изготовления колеса и шестерни передачи выберем сталь 45 со сле­дующими механическими характеристиками:

шестерня:

твердость – H_HB1=300HВ;

термообработка – улучшение

колесо:

твердость – H_HB2=250HВ;

термообработка – улучшение

3.2.2 Определение допускаемого контактного напряжения

Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную уста­лость:

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов на­гружения, МПа;

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагруже­ния:

;

.

- коэффициент безопасности (для колес с ));

- коэффициент долговечности;

,

где - базовое число циклов нагружений;

- эквивалентное число циклов нагружений;

,

где - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым коле­сом;

;

- ресурс привода в часах;

- частота вращения рассчитываемого колеса, мин^-1.

–нагрузка на данном режиме работы;

–максимальная нагрузка

Т.к. , то, где- показатель степени в формуле Z_N:

За расчетное выбираем меньшее из полученных значений, т.е.

3.2.3 Расчет допускаемого напряжения изгиба

Допускаемое напряжение при изгибе:

,

где - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов на­гружения

- коэффициент запаса прочности по изгибу;

- коэффициент долговечности

где - базовое число циклов нагружения;

циклов;

, т.к. .

- эквивалентное число циклов нагружений;

Т.к должно выполняться условие:

- коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки к зубу рассчитываемого колеса. У нереверсивных передач . Так как по условию передачи у нас не реверсивные -.

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

Принимаем .