Проектирование привода к ленточному конвейеру (стр. 2 из 6)
3.1.4 Числа зубьев колес:
Число зубьев колеса
Число зубьев шестерни
3.1.5 Фактическое передаточное число
Отклонение от заданного передаточного числа:
,что допустимо.
3.1.6 Окончательные размеры колес
Углы делительных конусов колеса и шестерни:
Дополнительные диаметры колес:
Средние диаметры колес:
Коэффициенты смещения:
, т. к. 
Внешние диаметры колес:
3.2 Проверочный расчет
3.2.1 Пригодность заготовок колес:
Условия пригодности заготовок выполнены:
3.2.2 Силы в зацеплении
Окружная сила на среднем диаметре колеса:
Осевая сила на шестерне, равная радиальной силе на колесе:
Радиальная сила на шестерне, равная осевой силе на колесе:
3.2.3 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Коэффициенты смещения:
Эквивалентное число зубьев:
По таблице 2.9 [1] находим:
Напряжения изгиба в зубьях колеса:
Напряжения изгиба в зубьях шестерни:
Напряжения изгиба в зубьях колеса и шестерни меньше допускаемых.
3.2.4 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Расчетное контактное напряжение:
Расчетное напряжение несколько превышает допускаемое (583,7086/581 ≈ 1,005), что однако находится в допустимых пределах.
3.3 Дополнительные размеры валов
Для построения компоновочной схемы нужно дополнительно определить некоторые размеры валов.
3.3.1 Диаметры.
а) Для выходного вала редуктора:
Диаметры других участков вала:
Принимаем 
Принимаем 
б) Для входного вала конического редуктора:
Диаметры других участков вала:
Принимаем стандартное значение
(таблица 19.4 [1]); 
зазор между колесами и стенками корпуса:
3.3.2 Размеры других участков валов
а) Входной вал-шестерня с коническим концом:
- длина посадочного конца
- длина цилиндрического участка конического конца
- диаметр и длина резьбы на конце вала:
- длина промежуточного участка
б) Выходной вал с цилиндрическим концом:
- длина посадочного конца
- длина промежуточного участка
- длина ступицы колеса
Другие размеры обоих валов выявляются при вычерчивании компоновочной схемы.
4. Расчет открытой клиноременной передачи
4.1 Проектный расчет
4.1.1 Выбрать сечение ремня
Выбор сечения ремня производится по номограмме [2, рис. 5.2….5.4] в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, Р1, кВт (номинальная мощность двигателя Рэ), и его частоты вращения n1, об/мин (номинальная частота вращения двигателя nэ).
Р1 = 4 кВт;
n1, = 716 об/мин.
Примем для расчета узкий клиновой ремень (клиновые ремни нормального сечения применяются только для передач мощностью до 2 кВт).
4.1.2 Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min, мм, по таблице 5.4 [2] в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Тдв, Н·м, и выбранного сечения ремня.
d1min = 63 мм.
В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром на 2 порядка выше d1min из стандартного ряда.
d1 = 80 мм.
4.1.3 Исходя из таблицы К40 [2]
t = 2,5 мм;
lp = 8,5 мм;
p = 12 мм;
f = 8 мм;
h = 10 мм;
α = 34°
4.1.4 Определить диаметр ведомого шкива
uрп = 2,8; ε = 0,02 – коэффициент скольжения
Получаемое значение округляем до стандартного:
d2 = 224 мм.
4.1.5 Фактическое передаточное число
Отклонение от заданного:
4.1.6 Ориентировочное межосевое расстояние:
h = 8 мм – высота сечения клинового ремня [2, таблицу К31]
4.1.7 Расчетная длина ремня:
Полученное значение округлим до стандартного:
l = 900 мм.
4.1.8 Уточнение межосевого расстояния по стандартной дляне:
4.1.9 Угол обхвата ремнем ведущего шкива
4.1.10 Скорость ремня
4.1.11 Частота пробегов ремня
4.1.12 Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем [Pn], кВт.
[Pо] = 0,90 кВт;
С – поправочный коэффициент;
Ср = 1;
Сα = 0,89;
Сl = 1;
Сz = 0,85.
[Pn] = [Pо]Ср Сα Сl Сz = 0,90·1·0,89·1·0,85 = 0,68 кВт.
4.1.13 Количество клиновых ремней
z = P1 / [Pn] = 4 / 0,68 = 5,8 = 6.
4.1.14 Сила предварительного натяжения
4.1.15 Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней
