4. Расчет ременной передачи

Определяем диаметр ведущего шкива для резино-тканевого ремня по формуле [2]:

d_1min = 60 (37)

d_1min = 60 196 мм

По таблице 2.1.1 [2] принимаем d₁ = 200 мм

Диаметр ведомого шкива определяем по формуле [2]:

d₂’ = d₁ · U (38)

d₂’ = 200 · 3,96 = 792 мм

По таблице 2.1.1 [2] принимаем d₂ = 800 мм, т.к. должно выполняться условие d₂ ≤ d₂’.

Действительно передаточное отношение передачи определяем по формуле [2]:

Uд = (39)

где ε – коэффициент упругого скольжения. ε = 0,0175.

Uд =

Рекомендуемое межосевое расстояние определяем по формуле [2]:

(40)

Принимаем межосевое расстояние а = 2000 мм.

Расчетную длину ремня определяем по формуле [2]:

(41)

По таблице 2.1.9 [2] принимаем Lp = 5600 мм, ширину ремня Bp = 60 мм.

Угол обхвата ведущего шкива ремнем определяем по формуле [2]:

(42)

Определяем значение коэффициента, учитывающего влияние угла обхвата на ведущем шкиве по формуле [2]:

(43)

Скорость ремня определяем по формуле [2]:

(44)

Определяем значение коэффициента, учитывающего влияние центробежных сил по формуле [2]:

(45)

Число пробегов ремня определяем по формуле [2]:

(46)

где [v] = 40,0 с^-1 для ремней мерной длины.

Окружное усилие определяем по формуле [2]:

(47)

Номинальное удельное окружное усилие, предаваемое ремнями определяем по формуле [2]:

(48)

Допускаемое удельное окружное усилие в реальных условиях эксплуатации определяем по формуле [2]:

(49)

где с₀ - коэффициент, учитывающий вид передачи и угол наклона межосевой линии к горизонту. Для открытой передачи с натяжением ремня за счет его упругости при угле наклона межосевой линии к горизонту 0° принимаем по таблице 2.1.5 с₀ = 1.

с_р - коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим ее работы. Для легкого односменного режима работы принимаем по таблице 2.2.2 [2] с_р = 1,1.

Определяем ширину ремня по формуле [2]:

(50)

Округляем полученное значение до ближайшего стандартного значения Bp = 71. Принимаем по таблице 2.1.6 число несущих слоев i = 4.

По таблице 2.1.7 [2] Принимаем тип ремня Бельтинг Б-800. Для i = 4 и d₁ = 200 принимаем толщину ремня Hp = 4,5 мм

Предварительное натяжение ремня определяем по формуле [2]:

(51)

где φ – коэффициент тяги. Принимаем значение φ = 0,6 [2].

Силу, нагружающую валы передачи, определяем по формуле [2]:

(52)

Рисунок 2 – Схема и основные размеры плоскоременной передачи

5. Нагрузка валов редуктора

5.1 Определение сил в зацеплении закрытой передачи

Определяем окружную силу на колесе , Н, численно равную осевой силе на червяке :

(53)

Определяем окружную силу на червяке , Н, численно равную осевой силе на колесе :

(54)

Определяем окружную силу в зацеплении:

(55)

5.2 Определение консольных сил

Согласуем полученный диаметр с посадочным диаметром муфты. При T = 52 Н принимаем МУВП (ГОСТ 21424-93) с номинальным вращающим моментом 63 Нм и посадочным диаметром . Радиальную силу, действующую на вал, определяем по формуле [2]:

Fм (56)

Fм

5.3 Силовая схема нагружения валов редуктора

Рисунок 3 – Силовая схема нагружения валов редуктора.

6. Приближенный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Диаметр ведущего вала редуктора определяем по формуле:

(57)

где [τ] – допускаемое напряжение кручения.

Диаметр выходного конца ведущего вала принимаем d₁ = 32 мм;

Диаметр вала под подшипник принимаем d_п1 = 36 мм;

Диаметр выходного конца ведомого вала принимаем d₂ = 56 мм;

Диаметр вала под подшипник принимаем d_п2 = 65 мм;

Диаметр вала в опасном сечении под колесом принимаем d_ш2 = 71 мм.

Предварительно принимаем подшипники по таблицам П9-П13 [1].

Таблица 2 - Типоразмеры подшипников качения.

Вал	Номер	d, мм	C, Н	e	Y
Ведущий	7308	36	66000	0,34	2,16
Ведомый	2007113	65	61000	0,38	1,59