3. Расчет клиноременной передачи.

   1. Кинематическая схема передачи

Рисунок 3. 1 - Схема клиноременной передачи.

2. Задачи расчета

В данном расчете необходимо определить поперечное сечение ремня, диаметры и ширину шкивов, межосевое расстояние и нагрузку на ведомый вал, которая необходима для дальнейших расчетов.

3. Данные для расчета

Исходными данными для расчета являются силовые и кинематические параметры, приведенные в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 - Силовые и кинематические параметры передачи

Вал	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин-1	Угловая скорость ω, с-1	Вращающий момент Т, Н·м
1	15	1465	153	98
2	14,11	732,5	77	183

4. Условия расчета

Основным критерием работоспособности ременной передачи является тяговая способность. Поэтому расчетная долговечность ремня должна быть больше расчетного ресурса времени.

5. Расчет передачи

По значению Т₁=98Нм по таблице выбираем сечение ремня Б.

Для обеспечения большей долговечности ремня принимают d₁ на 1-2 размера больше. Принимаем d₁=140мм.

Определяем диаметр ведомого шкива по формуле

,

где ε = 0,01 – коэффициент упругого скольжения ремня.

d₂ = 140*2*(1-0,01)=277мм.

Значение округляем и принимаем по ГОСТ 20889-80 d₂=280мм.

Уточняем передаточное отношение

Отклонение составляет , что допустимо.

Межосевое расстояние назначают в интервале

a _min=0.55(d₁+d₂)+T₀;

a_max= d₁+d₂

где T₀ – высота сечения ремня.

a_min=0.55(140+280)+10,5=241,5 мм.

a_max= (140+280)=840 мм.

Принимаем среднее значение a=700 мм.

Определяем расчетную длину ремня

мм.

По ГОСТ 1284-80 принимаем L_p=1500мм.

В соответствии с принятой длиной ремня уточняем межосевое расстояние

,

где L_p – расчетная длина ремня;

;

;

Подставив значения, получим a=415 мм.

Рисунок 3. 2 – Размеры поперечного сечения ремня.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения a на ∆₁=0,011=25 мм для облегчения надевания ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть увеличение a на ∆₂=0,0251=62,5 мм.

Определяем угол обхвата на малом шкиве:

Определяем угол между ветвями ремня γ по формуле:

Определяем окружную скорость ремня:

м/с.

Определяем число пробегов ремня

с^-1

Для клиновых ремней допускаемое число пробегов с^-1.

Определяем необходимое число ремней:

,

где Р₀=3,42;

С_L=1,05;

С_р=1,1;

С_а=0,89;

С_z=0,90.

Подставив данные, получим:

Z = 11*1,1/3,42*1,05*0,89*0,9= 4,2

Принимаем z = 5.

Определяем силу предварительного натяжения одного ремня по формуле:

θv² Н.

Определяем силу давления ремней на валы и опоры:

Где v – в м/с;

θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу.

Определяем размеры шкивов ременной передачи:

Материал шкивов – сталь 25Л;

Шероховатость рабочих поверхностей: R_a≤2,5мкм;

Диаметр ведущего шкива: d₁=140мм;

Диаметр ведомого шкива: d₂=710мм.

Рисунок 3. 3 – Размеры шкивов клиноременной передачи.

Таблица 3.1 – параметры клиноременной передачи

Параметр	Значение
Передаточное отношение	5,12
Тип ремня	Б
Количество ремней	5
Межосевое расстояние, мм	415
Длина ремня, мм	2800
Диаметр ведущего шкива, мм	140
Диаметр ведомого шкива, мм	280
Угол обхвата малого шкива a1, град	161
Частота пробегов ремня П, с-1	3,82
Предварительное натяжение ремня, Н	248
Сила давления ремней на валу, Н	2266

4. Ориентировочный расчет валов

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

1. Задача расчета

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

2. Данные для расчета

Вращающий момент на ведущем валу:

Т₂= 183 Н·м;

на ведомом валу:

Т₃= 645 Н·м;

3. Условие расчета

Расчет ведем по напряжениям кручения, а действие изгиба учитываем понижением допускаемых напряжений.

4. Расчет валов

1. Ведущий вал

Определяем диаметр выходного конца вала по формуле:

где [τ]_кр= 20÷35 Н/мм² – пониженное допускаемое напряжение кручения;

Приняв [τ]_кр=25, получаем:

мм

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

d_в= 1,1·d

d_в2= 1,1*33,2= 36,52 мм;

Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636-69

d_в2= 36 мм.

Диаметр вала под подшипником:

d_п= d_в2+ (5÷10)мм

d_п= 36+9= 45 мм;

Диаметр буртика для упора подшипника:

d_бурт= d_п+ (5÷10)мм

d_бурт= 45+5= 50 мм.

2. Ведомый вал

Определяем диаметр выходного конца вала:

,

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

d_в3= 1,1·d

d_в3= 1,1*50= 55 мм;

Диаметр вала под подшипником:

d_п= d_в3+ (5÷10)мм

d_п= 55+5= 60 мм;

Диаметр вала под колесом:

d_к= d_п+ 5= 60+5= 65 мм

Диаметр буртика для упора подшипника:

d_бурт= d_к+ (5÷10)мм

d_бурт= 65+5= 70 мм.

Рисунок 4.1 - Ведущий вал - шестерня

Рисунок 4.2 - Ведомый вал