3.8 Угол обхвата меньшего шкива

α₁ = 180⁰ – 57(3.10)

α₁= 144,4⁰

3.9 Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи

С_р =1,0

3.10 Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня

Для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм коэффициент C_L = 1,0

11. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата

при α₁ = 160⁰ коэффициент С_а = 0,89

11. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче предполагая, что число ремней в передаче будет от 4 до 6, прием коэффициентов

С_z = 0,90

3.13 Число ремней в передаче

z=(3.11)

где Р₀ – мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8 [2]); для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм, работе на шкиве d₁ = 125мм и i ≥ 3 мощность Р₀ = 1,95(то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L = 2240 учитывается коэффициентом С_L);

z = (5,51) /(5,510,890,9)≈4,0

принимаем z = 4.

14. Натяжение ветви клинового ремня

F₀ = +Ѳ𝓋² (3.12)

где скорость 𝓋 = 0,5ω_двd₁ = 0,5151,2412510³=9,5 м/с;

Ѳ – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил для ремня сечения Б коэффициент

Ѳ = 0,18 Нс²/м²

Тогда F₀ = 154,5Н

14. Давление на валы

Давление на валы определяем по формуле

F_B = 2F₀zsin(3.13)

F_B = 2154,540,95=1174,2Н

14. Ширина шкивов

В_ш = (z - 1)e + 2f (3.14)

В_ш = (4-1)19+412,5=107 мм

3. Ориентировочный расчет валов

Редукторные валы испытывают два основных вида деформаций: изгиб и кручение. Кручение на валах возникает под действием вращающих моментов от двигателя и рабочей машины. Изгиб валов вызывается радиальной осевой силой в зубчатом зацеплении закрытой передачи.

4.1 Задача расчета

Определить диаметры выходных концов валов, диаметры валов под подшипниками и под зубчатыми колесами.

4.2 Данные для расчета

Вращающий момент на ведущем валу Т₂=137Нм;

на ведомом валу Т₃=312,5Нм;

4.3 Условия расчета

Расчет ведем по допускаемым напряжениям кручения, а действие изгиба учитываем их понижением.

4.4 Расчет валов

4.4.1 Ведущий вал

Определяем диаметр выходного конца вала по формуле:

(4.1)

Полученные значения увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом:

_{Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636-69}

Диаметр вала под подшипником:

_(4.2)

=33+7=40 мм

Диаметр буртика для упора подшипника:

_(4.3)

4.4.2 Ведомый вал

Определяем диаметр выходного конца вала:

(4.4)

Полученное значение увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом:

Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636-69

_{Диаметр вала под подшипником:}

_{Диаметр вала под колесом: (4.6)}

_{Диаметр буртика для упора колеса: (4.7)}

Рисунок 4.1 – Ведущий вал – шестерня

Рисунок 4.2 – Ведомый вал

5 Конструктивные размеры зубчатого колеса

Рисунок 5.1-Зубчатое колесо

Определяем размер ступицы:

диаметр ступицы: d_ст=1,6∙d_к (5.1)

d_ст=1,6∙55=88мм

принимаем: d_ст=105мм

длина ступицы: l_ст=(1,0 ÷ 1,2)b₂ (5.2)

l_cт=40÷48

принимаем l_cт=50мм

Толщина обода колеса: δ=4∙m (5.3)

δ=8мм

Толщина диска колес: с=0,3∙b₂ (5.4)

c= 0,3∙40=12мм

Диаметр центровой окружности облегчающих отверстий в диске:

D=0,5(d_об-d_ст)+ d_ст (5.5)

D=58,5мм

Диаметр обода колеса:

d_об=d_f2-2-d_ст (5.6)

d_об=205мм

Диаметр облегчающих отверстий в диске:

_{dотв=0,25(dоб-dст) (5.7)}

_{dотв=29,3мм}

принимаем 4 отверстия с диаметром d_отв=30мм