,

где ,

где – предел выносливости при изгибе, ;

      – максимально возможное значение коэффициента долговечности, ;

      – коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки,

      – коэффициент запаса прочности, .

.

 

3 Расчет  клиноремённой передачи

       1. Выбираем сечение ремня по  номограмме рис 5.2 в зависимости  от мощности, передаваемой ведущим  шкивом (Р = 4,545 кВт), и его частоты вращения (n₁ = 960 об/мин). Выбираем ремень сечения Б (h = 10,5 мм, А = 138 мм²).

       2. Определяем минимально допустимый  диаметр ведущего шкива в зависимости  от вращающего момента на валу  двигателя Т_дв = 43 Н·м и выбранного сечения ремня.

d_1min= 125 мм.

       3. В целях повышения срока службы  ремней принимаем диаметр ведущего шкива на 1 порядок выше d_1min из стандартного ряда.

d₁= 140 мм.

       4. Определяем диаметр ведомого  шкива [5, с. 84]:

где u – передаточное число ременной передачи, u = 2;

       ε – коэффициент скольжения, ε = 0,01.

d₂= 140·2·(1-0,01) = 280 мм.

По стандартному ряду принимаем d₁= 280 мм.

       5. Определяем фактическое передаточное  число и проверяем его отклонение от заданного [5, с. 85]:

= 2,02;

%.

       6. Определяем ориентировочное межосевое  расстояние [5, с. 85]:

a ≥ 0,55·(140 +280) + 10,5 = 241,5 мм,

принимаем а = 300 мм.

       7. Определяем расчетную длину ремня [5, с. 85]:

= 1276 мм,

По стандартному ряду принимаем l = 1250 мм.

       8. Уточняем значение межосевого  расстояния по стандартной длине [5, с. 85]:

= 286 мм.

       9. Определяем угол обхвата ремнем  ведущего шкива [5, с. 85]:

= 153°.

       10. Определяем скорость ремня [5, с. 85]:

где [v] – допускаемая скорость, для клиновых ремней [v] = 25 м/с

= 7 м/с.

       11. Определяем частоту пробегов  ремня [5, с. 85]:

= 5,6 с^-1.

       12. Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем [5, с. 87]:

где [P₀] – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, по табл. 5.5 [P₀] = 2,7 кВт;

       С_р – коэффициент динамичности нагрузки, по табл. 5.2 С_р = 0,9;

       С_α – коэффициент угла обхвата, по табл. 5.2 С_α = 0,92;

       С_l – коэффициент влияния расчетной длины ремня к базовой, по табл. 5.2 С_l = 1;

       С_z – коэффициент числа ремней, по табл. 5.2 С_z = 0,95.

[P_п] = 2,7·0,9·0,92·1·0,95 = 2,21 кВт.

       13. Определяем количество ремней [5, с. 87]:

= 3 шт.

       14.Определяем  силу предварительного натяжения  одного клинового ремня [5, с. 88]:

= 222 Н.

       15. Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней [5, с. 88]:

= 650 Н.

       16. Определяем силы натяжения ведущей  и ведомой ветвей [5, с. 88]:

F₁ = 222 + 650/(2·3) = 330 Н;

F₂ = 222 – 650/(2·3) = 114 Н.

       17. Определяем силу давления на  вал [5, с. 88]:

= 1295 Н.

       18. Проверяем прочность одного клинового  ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви [5, с. 88]:

где – напряжения растяжения,

= 2,39 Н/мм²;

      – напряжения изгиба,

Е_и= 40 Н/мм²,

= 3 Н/мм²;

       – напряжения от центробежных сил,

кг/м³– плотность материала ремня,

= 0,06 Н/мм²;

       – допускаемое напряжение растяжения, Н/мм².

= 5,45 Н/мм².

       19. Определяем долговечность работы  ремней [5, с. 88]:

где – принимается при N₀= 10⁷ в зависимости от вида ремня, Н/мм²;

       m – показатель степени, для клиновых ремней m = 8.

 ч.

Долговечность работы ремней меньше срока службы привода, поэтому в ЗИП привода необходимо уложить один дополнительный комплект ремней.

 

4 Компоновка редуктора

4.1 Проектные расчеты  валов

       В качестве материала для изготовления валов редуктора принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543–71.

       Предварительно  определяем диаметры валов [2, с. 45]:

       Для входного вала:

мм.

мм.

мм.

       Для промежуточного вала:

мм.

мм.

мм.

мм.

       Для выходного вала:

мм.

мм.

мм.

4.2 Расстояния между  деталями передач

       Чтобы поверхности вращающихся колес  не задевали за внутренние поверхности  стенок корпуса, между ними оставляют  зазор [2, с. 48]:

       где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач, L = 300мм

мм.

       Расстояние  между дном корпуса и поверхностью колес [2, с. 49]:

4.3 Выбор типа и  схемы 
установки подшипников

       В качестве опор быстроходного вала принимаем  роликовые радиально-упорные подшипники легкой серии (Подшипник 7207 ГОСТ 27365-87) и схему установки «враспор».

       В качестве опор промежуточного вала принимаем  шариковые радиально-упорные подшипники легкой серии (Подшипник 46209 ГОСТ 831-75) и схему установки «враспор».

       В качестве опор выходного вала принимаем шариковые радиально-упорные подшипники легкой серии (Подшипник 46213 ГОСТ 831-75) и схему установки «враспор».

 

5 КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ

 

       Крышки  подшипников изготавливаем из чугуна марки СЧ15. В редукторе используем привертные крышки. Для изготовления крышки примем следующие основные параметры

       Толщина стенки фланца крышки – 6 мм;

       Диаметр болтов, крепящих крышки (для сокращения номенклатуры крепежных изделий  примем для всех крышек одинаковые болты) – М10;

       Количество  болтов, крепящих крышки – 6 шт;

       Ширина  фланца крышек: мм; 

       Заготовки для корпусных деталей получают методом литья, материал СЧ15. Редуктор выполняем разъемным, состоящим  из корпуса и крышки, плоскость  разъема проходит через оси валов.

       Определим толщину стенок корпуса:

мм.

       Плоскости стенок, встречающиеся под прямым или тупым углом, сопрягаем дугами радиусом 4 мм.