Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов

d₁ = 125 мм

d₂ = 310 мм.

Межосевое расстояние а_р следует принять в интервале [1, c.130]

а_min = 0,55(d₁ + d₂) + T₀ = 0,55(125+ 310) + 8 = 247,25 мм;

а_max = d₁ + d₂ = 125 + 310 = 435 мм,

где Т₀ = 8 мм (высота сечения ремня).

Принимаем предварительно близкое значение а_р = 400 мм.

Расчётная длина ремня [1, c.121]

Ближайшее значение по стандарту L = 1600 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния а_р с учётом стандартной длины ремня L [1, c.130]

где w = 0,5(d₁ + d₂) = 0,5∙3,14(125 + 310) = 680 мм;

y = (d₂ – d₁)² = (310 – 125)² = 34000;

Угол обхвата меньшего шкива [1, c.130]

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи:

для привода к ленточному конвейеру при односменной работе С_р = 1,0 [1, c.136].

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня:

для ремня сечения А при длине L = 1600 мм коэффициент С_L = 1,01 [1, c.135].

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата:

при ₁ = 156,5 коэффициент С_  0,95 [1, c.135].

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент С_z = 0,95.

Число ремней в передаче [1, c.135]

где Р₀ – мощность, передаваемая одним клиновым ремнём, кВт; для ремня сечения А при длине L = 1600 мм, работе на шкиве d₁ = 125 мм и U = 2,5 мощность P₀ = 2,19 кВт (то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L = 1600 мм, учитывается коэффициентом С_L);

Принимаем z = 3.

Натяжение ветви клинового ремня [1, c.136]

где скорость υ = 0,5_двd₁ = 0,5∙151,3∙125∙10^-3 = 9,46 (м/с);  - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; для ремня сечения О коэффициент

 = 0,1 Н∙с²/м².

Тогда

Давление на валы

Ширина шкивов В_ш

В_ш =(z - 1)e + 2f = (3 – 1)15 + 2∙10 = 50 мм.

Долговечность ремней

Рассчитывается по формуле [1, c.136]:

.

[1, c.127]

при постоянной нагрузке.

Для ремней сечением А ,. [1,c.136]

Максимальное напряжение [1, c.123]

.

Напряжение от силы натяжения ведущей ветви F₁ [1, c.123]

(Н) [1, c.121];

(Н);

(МПа),

где А - площадь поперечного сечения ремня [1, c.131].

Напряжение изгиба [1, c.123]

(МПа),

для хлопчатобумажных ремней Е_И = 50 – 80 МПа.

Напряжение от центробежной силы [1, c.123]

;

где - плотность ремня,

(м/с);

(МПа).

(МПа).

Рабочий ресурс

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Предварительный расчет валов проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [1,c. 161]

Принимаем большее ближайшее значение из стандартного ряда d_в1 = 26 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1 = 30 мм.

Ведомый вал

Учитывая влияние изгиба вала от шатунной передачи, принимаем .

Принимаем большее ближайшее значение из стандартного ряда d_в2 = 42 мм,

Диаметр вала под подшипники принимаем d_n2 = 45 мм,

Под зубчатым колесом d_к2= 50 мм.

Примем радиальные шарикоподшипники лёгкой серии, габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников [1,c 394]

d_п1 = 30 мм; d_п2 = 45 мм.

Условное обозначение подшипника	d	D	B
	Размеры (мм)
206 209	30 45	62 85	16 19