степени точности, v_окр=1,15 м/с);

          Y_β – коэффициент учитывающий наклон зубьев;

          Y_F1, Y_F2 – коэффициент формы зуба шестерни и колеса 
 

Y_β=1−βº/140=0.93

z_V=z/cos³β

z_V1=34/cos³9,84=36

z_V2=100/cos³9,84=105 

Y_F1=3.75

Y_F2=3.6 

 

 

Условие выполняется, т.е. зубья выдержат напряжения изгиба.

 
 

     2.5 Проверка зубьев по контактным напряжениям  
 

 

где: σ_H - расчётное контактное напряжение, МПа

            K_Hβ − коэффициент концентрации нагрузки,

            K_HV − коэффициент динамической нагрузки,

             

 

  

     Перегрузка  составляет 2,3%<5% т.е. передачи по условию контактной прочности являются работоспособными. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     3 Расчет клиноременной передачи

 

      Выбираем  сечение клинового ремня по номограмме – Б.

      

      Определим минимально допустимый диаметр d_1min=125 мм по таблице в зависимости от вращающего момента на валу двигателя T=98,1 Нм.

      Расчетный диаметр ведущего шкива d₁=125 мм.

      Диаметр ведомого шкива:

      

где d₂ – диаметр ведущего шкива, мм;

      d₁ – диаметр ведомого шкива, мм;

      u – передаточное отношение привода;

      ε – коэффициент скольжения.

      Определим ориентировочное межосевое расстояние:

      

где а  – ориентировочное межосевое  расстояние, мм;

      d₂ – диаметр ведущего шкива, мм;

      d₁ – диаметр ведомого шкива, мм;

      h – высота сечения клинового ремня, мм. 

      Определим расчетную длину ремня:

      

где l – расчетная длина ремня, мм; 

      

 

      Округлим  длину ремня до значения из стандартного ряда l =1400 мм. 

      Уточним значение межосевого расстояния по стандартной  длине:

       

где а  – уточненное значение межосевого расстояния, мм.

       l – стандартная длина ремня, мм;

       d₂ – диаметр ведущего шкива, мм;

       d₁ – диаметр ведомого шкива, мм. 

      

 
 
 
 
 
 
 
 

      Угол  обхвата ремнем ведущего шкива:

      

где - угол обхвата ремнем ведущего шкива, град.

      Определим скорость ремня:

      

где v – скорость ремня, м/с.

 

     Частота пробегов ремня:

      U = l / u

 

где - допускаемая частота пробега (30с^-1).

      U = 1,4 / 4,77 =0,3

      Условие соблюдается. 

      Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем:

      

где - допускаемая мощность, кВт;

      - допускаемая приведенная мощность, кВт;

      - коэффициент угла обхвата, Вт;

      - коэффициент влияния длины;

      - коэффициент числа ремней;

      - коэффициент динамичности нагрузки. 

      

      

      Количество  клиновых ремней:

      

где z – количество ремней, шт.;

      - мощность двигателя, Вт;

      - допускаемая мощность, Вт;

 

      Сила  предварительного натяжения

      

 

где F_о – сила предварительного натяжения, Н;

       - мощность двигателя, кВт;

       z – количество ремней, шт.;

       v – скорость ремня, м/с. 

 

      Окружная сила передаваемая комплектом клиновых ремней

      

где F_t – окружная сила, Н.

 

      Сила  натяжения ведущей ветви

      

      

где F₁ – сила натяжения ведущей ветви, Н;

      F_t – окружная сила, Н;

      F_о – сила предварительного натяжения, Н.

 

      Сила  натяжения ведомой ветви:

      

где F₂ – сила натяжения ведущей ветви, Н;

      F_t – окружная сила, Н;

      F_о – сила предварительного натяжения, Н.

      

 

      Сила  давления на вал:

      

 где F_оп – сила давления на вал, Н;

       F_о – сила предварительного натяжения, Н;

        z – количество ремней, шт;

      - угол обхвата ремнем ведущего шкива, град.

 

      Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей  ветви:

      

где - максимальное напряжение в сечении ведущей ветви, МПа;

      - напряжения растяжения, МПа;

      - напряжения изгиба, МПа;

      - напряжения от центробежных сил, МПа;

     - допускаемые напряжения растяжения, МПа. 

      Напряжение  растяжения:

      

где - напряжения растяжения, МПа;

      F_t – окружная сила, Н;

      F_о – сила предварительного натяжения, Н;

      z  - число ремней, шт.;

      А – площадь поперечного сечения  ремня, мм² (138 мм²). 

      

      

      Напряжение  изгиба:

      

 

где - напряжения изгиба, МПа;

       h – высота сечения клинового ремня, мм;

       d₁ – диаметр ведомого шкива, мм;

       Е_u – модуль продольной упругости.

 

      Напряжение  от центробежных сил:

      

где - напряжения от центробежных сил, МПа;

       ρ – плотность материала ремня,  кг/м³;

       v – скорость ремня, м/с.

 

      Условие прочности по максимальным напряжениям  выполняется. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4 Предварительный  расчёт валов

Вал 1

      Диаметр входного конца вала: 

 

 мм - принимаем исходя из  конструктивных размеров муфты 

      Диаметр под подшипник:

 

d_п = d +3= 48+5 =53  мм

                         

      Предварительно  выбираем подшипник шариковый, радиально-упорный, однорядный, средней серии, диаметр внутреннего кольца 55 

     Диаметр буртика:

d_бп = d_п + 6 = 55+6 = 61 мм примем d_бп =62

Вал 2

 

      Диаметр выходного конца вала: 

 

     Принимаем d₂ =58 мм

 

     Диаметр вала под подшипник: 

d_п = d₃ + 2·t = 58+2·3=64 мм 

где: t – высота заплечика,

                t =3

      Предварительно  выбираем подшипник роликовый, конический, однорядный, средней серии, диаметр внутреннего кольца d_{п =}65 мм 

      Диаметр под колесо:

d_к = d_п+4 = 65+2*3= 71 мм 

      Принимаем d_к=72мм 
 
 
 
 
 

5. Расчет  шпоночных соединений

 
 

      Для крепления колес и полумуфты  выбираем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов, длины по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

     Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σ_см]=100...120 МПа, допускаемые напряжения на срез для призматических и сегментных шпонок [σ_ср]=60...90 Н/  

Вал 1 

     Выбираем  шпонку 14х9х50 ГОСТ 23360-78 

      b=14 мм    h=9 мм       l=50 мм     T₁=262,4 Нм     d=48 мм 

- напряжения смятия шпонки 

- напряжения среза  

     Выбранная шпонка выдержит напряжения смятия и  среза.