2. Расчет открытой передачи (клиновый ремень).

P=1,1 кВт, и его частоты вращения n=920 об/мин выбираем клиновый ремень сечения "0".

Диаметр меньшего шкива:

Полученный результат округляем до стандартного значения (табл.К40)

Диаметр ведомого шкива:

Округляем до ближайшего значения по табл. К40

Фактическое значение передаточного числа u и его отклонение u от заданного u:

Ориентировочное межосевое расстояние:

где h(H)-высота сечения ремня (табл К31)

Р асчётная длина ремня:

По таблице К31 принимаем l = 710 мм.

Уточнённое межосевое расстояние по стандартной длине l:

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения a на 0,01·l=7,1 мм для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения a на 0,025·l=17,75 мм.

Угол обхвата ремнём ведущего шкива:

Скорость ремня:

Частота пробегов ремня:

Здесь [u] =30 c^-1 - допускаемая частота пробегов ремня. Соотношение u [u] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000...5000 ч.

[P_o] = 0,62 кВт - допускаемая приведённая мощность, передаваемая одним клиновым ремнём (табл.5.5);

C_p=1,1 - поправочный коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы (табл. 5.2);

C = 0,95 - поправочный коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве (табл. 5.2);

C_l = 0,86 - поправочный коэффициент влияния отношения расчётной длины ремня l_p к базовой l_o.

Количество клиновых ремней:

Сила предварительного натяжения:

Ширина шкива:

Сила давления ремней на вал:

4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

Выбираем твердость, термообработку и материалы колес:

Марка стали для шестерни - сталь 45, термическая обработка –улучшение, ; ; твердость НВ₁ 260; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, ; ; твердость НВ₂ 200.

Наработка

где частота вращения быстроходного вала редуктора;

u - передаточное число между быстроходным валом и валом с рассчитываемым зубчатым колесом;

с – число вхождений в зацепление зубьев зубчатого колеса за один его оборот;

- машинное время работы.

где срок службы,годы;

коэффициент годового использования;

коэффициент суточного использования;

ПВ - относительная продолжительность включения.

Базовые числа циклов нагружения

По заданному графику нагрузки определим крутящие моменты, которые учитывают при расчете на усталость и время действия этих моментов.

М – крутящий момент на валу конвейера. В нашем случае

М=Т_б=82,9Нм

Полученный момент максимальный из моментов учитываемых при расчете на усталость,

Время действия момента

Эквивалентное число циклов при расчете контактных напряжений:

Эквивалентное число циклов при расчете напряжения изгиба:

Коэффициент долговечности:

-по контактным напряжениям

-по изгибу

Допускаемые контактные напряжения:

-для шестерни

-для колеса

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

Требуемое напряжение изгиба:

-для шестерни

-для колеса

Где -коэффициент безопасности; ; .

1. Межосевое расстояние из условий контактной выносливости

,где

-K_a=43 для косозубых колес;

- , вабираем по ГОСТ 2185-66,

-u =4 передаточное число передачи

-по табл. 4 при и симметричном расположении колес относительно опор примем

Ближайшее значение межосевого расстояние по ГОСТ 2185-66 .

2. Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

Принимаем m_n=1,25мм

3.Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

4.Суммарное число зубьев шестерни и колеса

5.Уточняем действительную величину угла наклона зубьев

6.Определяем число зубьев шестерни

7.Число зубьев колеса

8.Фактическое передаточное число u_ф и его отклонение от заданного

9.Фактическое межосевое расстояние

10.Основные размеры шестерни и колеса:

Делительные диаметры

Диаметры вершин зубьев

Диаметры впадин зубьев

Ширина венцов

11.Проверяем межосевое расстояние:

12.Проверяем контактные напряжения:

Где -К=376 вспомогательный коэффициент;

-окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес принимаем 9-ю степень точности.

По рис.7 при V=0,78м/с и 9-й степенью точности

(табл. 8)

Проверка контактных напряжений

Перегруз передачи не превышает 5%

13.Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса :

По табл. 10 при твердости 200 НВ и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор По табл. 8

(табл.9)

Y_F – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_v:

У шестерни

У колеса

(табл. 11)

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

Проверяем прочность зуба колеса

Проверяем прочность зуба шестерни

Предельные допускаемые напряжения:

Где - предел текучести материалов.

Пиковый крутящий момент

Где К=2,5 – коэффициент внешней динамической нагрузки;

Т_max- максимальный момент.

Максимальные контактные напряжения

В цилиндрической косозубой передаче силы раскладывают на три составляющие:

Окружную

Радиальную

Где - угол зацепления.

Осевую