Чтобы посчитать  диаметр, необходимо перевести значение крутящего момента:

Диаметр определяется  по эмпирической формуле:

,          ( 1.4.1)

.

По найденным  значениям подбирается диаметр  шкива из стандартного ряда по ГОСТ 17383 – 73: .

 

Диаметр ведомого шкива

,          (1.4.2)

где ε  – коэффициент проскальзывания  ремня, принимается ε = 0.015.

.

Принимается по ГОСТ 17383 – 73: .

 

Фактическое передаточное отношение

,          (1.4.3)

Рассчитаем  погрешность передаточного числа:

.

Так как  погрешность не превышает допустимую 4%, то найденные параметры могут  быть допущены.

 
 

Линейная  скорость ремня

,           (1.4.4)

.

 
 
 
 
 

Ориентировочное межосевое расстояние

,         (1.4.5)

где h= 10.5 мм – высота ремня.

 

Расчетная длина ремня

l =2а_ω ++ ,        (1.4.6)

l = 2·271.75 + (π/2)·(160+315) + (1/(4·271.75))·(315-160)² = 1283 мм.

Принимается значение из стандартного ряда: l = 1400 мм.

 

Уточнение межосевого расстояния

,    (1.4.7)

 

Угол  обхвата ремнем ведущего шкива

=180°–  60°,         (1.4.8)

=180°– .

Допускаемое значение угла обхвата для клиноременной  передачи [α₁] = 120˚.

Данное  значение больше допускаемого, поэтому  условие достижения достаточного угла обхвата шкива выполняется.

 

 Частота  пробегов ремня

Частота пробега определяется:

,           (1.4.9)

Допускаемое значение: [U] = 30 c^-1.

8.5 c^-1 < 30 c^-1,  это гарантирует срок службы 1000 – 5000 часов.

  

 

Определение количества необходимых  ремней

Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем

,         (1.4.10)

 

где – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, определяется по таблице 5.5 [4. c 89]:

.

С_р – поправочный коэффициент, зависящий от нагрузки. Так как нагрузка спокойная С_р =1.

С_α – поправочный коэффициент, зависящий от угла обхвата ремнем ведущего шкива, определяется интерполированием из таблицы 5.2 [4. с 82]:

.

С_l – поправочный коэффициент, зависящий от отношения длины ремня к базовой.

Принимается .

С_z – поправочный коэффициент, зависящий от ожидаемого числа ремней. Так как мы ожидаем 4-5 ремней, то принимается С_z =0.9.

Тогда по формуле (  ) получим:

 
 

Количество необходимых  ремней

Z = P_н/ ,           (1.4.11)

где P_н– номинальная мощность двигателя, она же мощность на первом валу (п. 1.2.7), тогда:

Z = 15/3.03 = 4.95.

В данном случае количество необходимых ремней : Z = 5.

Количество ремней должно быть ≤ 5, поэтому можно принять  данное количество ремней.

 

Определение сил, имеющих место в передаче

 

Сила предварительного натяжения одного ремня

Определяется  по формуле:

,           (1.4.12)

 

Окружная сила, создаваемая комплектом клиновых ремней

,            (1.4.13)

Сила натяжения  одного клинового ремня ведущей  и ведомой ветвей

Для ведущей  ветви:

          (1.4.14)

Для ведомой  ветви:

          (1.4.15)

 

 

Сила давления ремней на вал

         (1.4.16)

 

Проверочный расчет

Проверка идет по максимальным напряжениям в сечении  ведущей ветви.

 

Определение величины напряжений, возникающих при растяжении

,          (1.4.17)

где А – площадь  сечения ремня.

 
 
 
 
 
 

Определение величины напряжений, возникающих от изгиба

           (1.4.18)

где h – высота ремня,

E_и – модуль упругости материала ремня. По справочнику [ 5 ] E_и = 90 Н/мм².

 

Определение величины напряжений, возникающих от центробежных сил

          (1.4.19)

где ρ – плотность  материала ремня, определяется по справочнику [ 5 ] ρ = 1000 кг/мм².

 

Определение суммарной  величины напряжений

          (1.4.20)

 

Условие прочности  по максимальным напряжениям

,           (1.4.21)

Для клиновых ремней допускаемое напряжение = 10 .

Так как 8.58 < 10 , то условие выполняется.

Ширина шкивов:

,         (1.4.22)

Где W - ширина ремня по большему основанию.

Выбор элементов передачи

По справочнику [ 1 ] выбираются шкивы и ремень.

Ведущий шкив:

Шкив  Б5.160.48Ц  СЧ18 ГОСТ 20893-75.

Длина втулки у  данного шкива 85 мм.              

Ширина шкива  101 мм.

 

Ведомый шкив:

Шкив  Б5.315.38Ц  СЧ18 ГОСТ 20896-75.   

Длина втулки у  данного шкива также 85 мм.              

Ширина шкива  101 мм.

 
 

Ремень:

Ремень Б–1400 Ш ГОСТ 1284.1 – 80 – ГОСТ 1284.3 – 80.

Ремень сечения  Б, кордшнуровый.

1.5 Подбор муфты 

Тип муфты крепеж

 

Выбирается  жесткая разъемная муфта.

Выбор производится, так как к конструкции не предъявляется  никаких жестких требований по саморегуляции  и предохранению от неполадок.

Разъем муфт примем в плоскости вращения, такая  муфта называется поперечно-свертная.

Обратимся к  каталогу муфт и посчитаем некоторые размеры по формулам.

 

Определение расчетного крутящего момента

,           (1.5.1)

где  Кр - коэффициент  режима работы. Принимается Kр = 1.25, так как данный привод предназначен для ленточного конвейера.

Тогда по формуле (1.5.1):

.

 

Определение примерных  размеров муфты и крепежных элементов

По ГОСТ 20761-75 подбирается муфта фланцевая. По номинальному крутящему моменту 4000 Н·м, то есть с учетом коэффициента запаса.

Обозначение:

Муфта фланцевая 4000 – 80 – 11 ГОСТ 20761 – 75.

Максимальное  значение диаметра фланца – 240 мм.

Принимается количество отверстий, равное шести.

Диаметр крепления 200 мм.

Болты выбираются с резьбой: М16 – 7h.

Длины полумуфт примем равными 150 мм.

Ширина  каждого фланца принимается 20 мм.

Минимальная толщина стенки (в радиальном направлении) принимается 20 мм.

Принимаются шпоночные соединения валов с  муфтой, где обе шпонки приняты:

Шпонка 20 х 12 х 100 ГОСТ 23360 – 78.

(Расчет  проверочный шпонки будет приведен  в отдельном пункте).

Проверочный расчет болтов

 

Так как момент большой, то болты лучше устанавливать  без зазора, то есть они будут  работать на срез. Тогда:

          (1.5.2)

где d – диаметр болтов, D_б – диаметр установки болтов, z- количество болтов.

.

Допускаемое напряжение на срез самой дешевой стали равно  .

Данный тип  болтов проходит.

      1.6 Предварительный  расчет валов  

  Выбор материала  и термообработки

Для унификации материал выберем единый. 

Выбирается  Сталь 40ХН.

Назначается термообработка – улучшение.

При этом достигается  твердость : HB 240.

 

Прочностные характеристики материала

По справочнику [ 4 ] основные прочностные характеристики:

σ_в  = 920 , σ_T  = 750 , σ_-1  = 420 , [τ] = 240 .

При предварительных  расчетах используют заниженное на порядок  значение [τ],

поэтому примем: [τ] = 24

При предварительном  расчете используется зависимость:

          (1.6.1)

тогда диаметры валов, начиная со второго (первый вал  является составной частью двигателя  и рассчитан на прочность инженерами его проектировавшими):

 

Минимальные диаметры  принимаются соответственно:

            2 Эскизный проект

2.1 Конструкции зубчатых  колес и валов

 

Конструкция быстроходного вала

Конструкция вала-шестерни приведена на рисунке 2.1.1.

 
 
 

Рисунок 2.1.1

 

Конструкция промежуточного вала

Конструкция вала-шестерни приведена на рисунке 2.1.2.

 
 

 

Рисунок 2.1.2