3.1. Выбор ремня

По величине крутящего момента на ведущем шкиве Т₀ выбираем ремень В нормального сечения [1, стр. 75, табл. 1,3]. Для этого ремня минимальный диаметр ведущего шкива d_{0 min} = 125 мм, ширина нейтрального слоя b_p = 14 мм, площадь поперечного сечения одного ремня A= 138 мм², масса 1 погонного метра ремня q_m = 0,18 кг/м [1, стр. 75, табл. 1,3].

3.2. Определение геометрических размеров передачи

Диаметр ведущего шкива определяется по формуле

где для клиновых ремней.

Округлим d₀ до ближайшего стандартного числа по ГОСТ 17383-73: d₀ = 160 мм [1, стр. 77].

Диаметр ведомого шкива

Округляем до ближайшего стандартного значения: [1, стр. 77].

Межосевое расстояние и длина ремня .

Предварительное значение межосевого расстояния:

= 0,8∙(d₀ + d₁) = 0,8∙(160 + 315) = 380 мм для клинового ремня.

Для определения длины ремня используем зависимость:

Округлим L до стандартного значение L = 1600 мм [1, стр. 77]. Принятое значение L удовлетворяет ограничениям [1, стр. 75, табл. 1,3].

Уточняем межосевое расстояние по формуле

,

где

Окончательно получим:

Угол обхвата на ведущем шкиве:

3.3. Скорость ремня

.

3.4. Окружное усилие

3.5. Частота пробегов ремня

3.6. Допускаемое полезное напряжение

,

где приведенное полезное напряжение;

коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

коэффициент режима работы,

Здесь число смен работы передачи в течении суток; коэффициент нагружения при переменной нагрузке.

Приведённое полезное напряжение для нормальных ремней

ширина нейтрального слоя ремня [1, стр. 75, табл. 1,3], коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

,

тогда ,

3.7. Число ремней

Зададимся начальным значением Z = 3 и по [1, стр. 78, табл. 3,3] выберем С_Z = 0,95 (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями). Определим расчетное число ремней

Полученное значение округлим до ближайшего большего целого числа Z = 4. Для этого числа ремней С_Z = 0,9 [1, стр. 78, табл. 3,3]. Подставим С_Z в формулу для и в результате расчета получим . Поскольку окончательно примем Z = 4.

3.8. Сила предварительного натяжения одного ремня

3.9. Сила, действующая на валы клиноременной передачи

4. Проектный расчёт валов.

4.1. Расчёт быстроходного вала: Ориентировочный расчет быстроходного вала.

Определим диаметр опасного сечения вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [ _k]. Берем [ _k] = 20 МПа (примерно). В качестве опасного сечения для быстроходного вала редуктора выбираем сечение на хвостовике вала.

Диаметр опасного сечения вала определим по формуле:

где Т₁ – крутящий момент в опасном сечении вала, T_I = 94,55 Нм

Полученный результат округляем до ближайшего значения из стандартного ряда d₁ = 35 мм [1, стр. 108].

Проверочный расчет быстроходного вала.

Вал рассчитаем на усталостную прочность при следующих исходных данных: крутящий момент на валу T_I = 94,55 Нм; диаметр делительной окружности шестерни силы, приложенные к валу со стороны зубчатого зацепления:

окружная ,

распорная

осевая

Передача крутящего момента от электродвигателя на быстроходный вал редуктора осуществляется посредством ременной передачи. Консольная нагрузка со стороны шкива на вал Заданы следующие длины участков вала:

Диаметр участка вала под подшипником . Материал вала сталь 45, термообработка - улучшение,

4.1.1. Определение опорных реакций

Опорные реакции в вертикальной плоскости “zox”:

1. ,

.

2. 

Опорные реакции в горизонтальной плоскости “yox”:

1. 

.

2. 

.

4.1.2.Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Изгибающие моменты (вертикальная плоскость):

;

;

+ + ;

;

+ + ;

Изгибающие моменты (горизонтальная плоскость):

;

;

.

На основании выполненных расчетов построены эпюры изгибающих и крутящих моментов.

4.1.3. Выбор опасного сечения

В качестве опасных сечений рассмотрим сечения, в которых действуют наибольшие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений. Как следует из эпюр, к таким сечениям относятся сечения А, С. Из этих двух сечений рассмотрим сечение с наибольшим изгибающим моментом:

;

.

Для сечения А произведём расчёт вала на усталостную прочность.

4.1.4. Расчёт вала на усталостную прочность

Расчёт вала в сечении “С”

4.1.4.1. Определение нагрузок

В сечении действуют: изгибающий момент М = Н∙мм, крутящий момент T_I = 94,55 Н∙м, осевая сила Н.

4.1.4.2. Геометрические характеристики опасного сечения

Осевой момент сопротивления:

Полярный момент сопротивления:

Площадь сечения:

4.1.4.3. Определение напряжений

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой:

Средние нормальные напряжения:

Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу (при частом реверсе)

4.1.4.4. Пределы выносливости

Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определятся по следующим формулам:

σ_-1 = 0,43∙σ_b = 0,43·890 = 383 МПа,

τ_-1 = 0,58∙σ_-1 = 0,58·383 = 222 МПа.

4.1.4.5. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения

Для посадки с натягом определим методом линейной интерполяции [1, стр. 114, табл. 7.5]

4.1.4.6. Коэффициент влияния шероховатости поверхности

Примем, что поверхность вала под подшибником получена чистовым шлифованием с мкм. По величине найдём [1, стр. 113, табл. 5.5].

4.1.4.7. Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

4.1.4.8. Коэффициент влияния упрочнения

Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует. Тогда .

4.1.4.9. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

.

4.1.4.10. Коэффициент запаса прочности

Значения определим по формулам:

Общий коэффициент запаса прочности:

Усталостная прочность вала в сечении «С» обеспечена.

4.2. Расчёт промежуточного вала