Выбираем сечение ремня. (рис. 2)

1.  Выбираем сечение ремня. (рис. 2).

Схема ременной передачи

Рис. 2

Выбор сечения ремня производим по номограмме [3] в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, Р₁=Р_ном=10.6 кВт и его частоты вращения n₁=n_ном=730 об/мин. Таким образом, выбираем сечение УА .

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_1min, мм, в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Т_дв, Н·м, и выбранного сечения ремня.

Т_дв = 139 Н·м,

d_1min = 63 мм.

Принимаем расчетный диаметр ведущего шкива d₁ = 140 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива d₂:

d₂ = d₁^*u(1 – ε),

где u = 2,6 – передаточное число клиноременной передачи;

ε = 0,015– коэффициент скольжения.

d₂ = 140·2,6(1 – 0,015) =358 мм.

Значение d₂ округляем до стандартного и принимаем равным 355 мм.

2. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение Δu от заданного u:

.  

3. Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

а ≥ 0,55(d₁ + d₂) + h(H),

где h(H) = 8 – высота сечения поликлинового ремня .

а = 280 мм.

4. Определяем расчетную длину ремня l, мм:

 

Значение l округляем до стандартного и принимаем равным 1400 мм.

5. Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:   

6. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α₁, град:

Угол α₁ ≥ 120º.

7. Определяем скорость ремня v, м/с:

где d₁ – диаметр ведущего шкива, мм;

n₁ – частота вращения ведущего шкива, об/мин;

[v] = 40 м/с – допускаемая скорость.

v = 5,35 м/с.

8. Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1:

U = v/l ≤ [U],

 где [U] = 30 с^-1 – допускаемая частота пробегов.

U = 3.8 с^-1 ≤ [U], что гарантирует срок службы – 1000…5000 ч.

9. Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем [P_п], кВт:

[P_п] = [P₀]С_р С_α С_l C_Z= 1.849 кВт,

где [P₀] = 2.7 кВт – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним ремнем , кВт, которую выбираем в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости и диаметра ведущего шкива; С_р = 0,9, С_α = 0,89, С_l = 0,95, C_Z=0,90– поправочные коэффициенты.

 10. Определяем количество клиньев поликлинового ремня z:

z = P_ном/[P_п] = 6

где P_ном = 10.59 кВт – номинальная мощность двигателя;

 [P_п] = 1,849 кВт – допускаемая мощность, передаваемая ремнями.

11. Определяем силу предварительного натяжения F₀, Н:

 

12. Определяем окружную силу, передаваемую поликлиновым ремнем F_t, Н:

   

13. Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей, Н:  F₁ = F₀ + F_t/2*Z = 406,0 Н

F₂ = F₀ – F_t/2*Z = 168,0 Н.

14. Определяем силу давления ремней на вал F_оп, Н:

3.2. Расчет зубчатой передачи

Расчет цилиндрических прямозубых передач производится в соответствии с ГОСТ 21354–75. Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, является усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняется на контактную выносливость с последующей проверкой зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе. Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба.

В данном проекте расчет зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе ведется при нулевом смещении (). В расчетах принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжений  больше базового числа циклов  (). Для этого случая коэффициент долговечности , учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным