5 Расчет плоскоременной передачи

Выбор ремня.

Принимаем кордошнуровой ремень, толщиной  = 2,8 мм.

Диаметр малого шкива при [k₀]=1,60 МПа

d₁ > 50δ = 50·2,8 = 140 мм.

принимаем по ГОСТ 17383-73 [1c. 424] d₁ = 160 мм

Диаметр большого шкива:

d₂ = d₁u(1-) = 1603,13(1–0,01) = 495 мм,

примем d₂ = 500 мм.

Уточняем передаточное отношение:

u = d₂/d₁(1–) = 500/160(1–0,01) = 3,16.

Межосевое расстояние:

a > 1,5(d₁+d₂) = 1,5(160+500) = 990 мм.

Длина ремня:

L = 2a+0,5(d₁+d₂)+(d₂–d₁)²/(4a) =

= 2990+0,5(160+500)+(500–160)²/(4990) = 3045 мм.

принимаем L = 3150 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,125{2L-0,5(d₂+d₁)+[(2L-(d₂+d₁))² – 8(d₂-d₁₎)²]^0,5} =

= 0,125{23150-0,5(500+160)+{[(23150-(500+160)]² – 8(500-160)²]^0,5} =

=1172 мм

Угол обхвата малого шкива:

₁ = 180–57(d₂–d₁)/a = 180–57(500–160)/1172 = 163

Скорость ремня:

V = d₁n₁/60000 = 160700/60000 = 5,9 м/с.

Условие v < [v] = 35 м/с выполняется

Частота пробегов ремня

U = L/v = 3,15/5,9 = 0,5 с^-1 < [U] = 15 c^-1

Окружная сила:

F_t = P/V = 1,8910³/5,9 = 320 Н.

Допускаемая удельная окружная сила

[k_п] = [k_o]C_αC_θС_рС_vC_FC_d .

Коэффициент угла обхвата: C_α = 0,97.

Коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы: C_v = 1,0.

Коэффициент угла наклона передачи С_θ = 1,0.

Коэффициент режима работы С_р = 0,9 – при постоянной нагрузке.

Коэффициент диаметра малого шкива C_d = 1,2

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки С_F = 0,85

[k_п] = 1,60·0,971,01,00.91,2·0,85 = 1,43 Н/мм.

Ширина ремня

b = F_t/[k_п] = 320/2,81,43 = 79 мм

принимаем b = 80 мм, ширина шкива В = 90 мм.

Площадь поперечного сечения ремня

A = bδ = 80·2,8 = 224 мм²

Предварительное натяжение ремня:

F₀ = ₀А = 2,0224 = 448 Н,

где ₀ = 2,0 МПа – для резинотканевых ремней,

Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня

F₁ = F₀ + F_t/2 = 448 + 320/2 = 608 H

F₂ = F₀ – F_t/2 = 448 – 320/2 = 288 H

Нагрузка на вал:

F_в = 2F₀sin₁/2 = 2458sin163/2 = 906 Н.

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении

ведущей ветви ремня

σ_max = σ₁ + σ_и+ σ_v < [σ]_p = 8 Н/мм²,

где σ₁ – напряжение растяжения,

σ₁ = F₀/A + F_t/2A = 458/224 + 320/(2·224) = 2,76 Н/мм²,

σ_и – напряжение изгиба.

σ_и = E_иδ/d₁ = 80∙2,8/160 = 1,75 Н/мм²,

где E_и = 80 Н/мм² – модуль упругости.

σ_v = ρv²10^-6 = 180∙5,9²∙10^-6 = 0,04 Н/мм²,

где ρ = 180 кг/м³ – плотность ремня.

σ_max = 2,76+1,75+0,04 = 4,55 Н/мм²

Так как условие σ_max < [σ]_p выполняется, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

7. Разработка чертежа общего вида редуктора.

Материал быстроходного вала – сталь 45,

термообработка – улучшение: σ_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [τ]_к = 10÷20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т – передаваемый момент;

d₁ = (16·77,4·10³/π10)^1/3 = 34 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 35 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,21,5)d₁ = (1,21,5)35 = 4252 мм,

принимаем l₁ = 60 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 35+22,5 = 40,0 мм,

где t = 2,5 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 40 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂  1,5d₂ =1,540 = 60 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 40 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (16·300,3·10³/π15)^1/3 = 46 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 50 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)50 = 5075 мм,

принимаем l₁ = 60 мм

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 50+22,8 = 53,6 мм,

где t = 2,8 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 55 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂  1,25d₂ =1,2555 = 68 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 55 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 55+3,23,0 = 64,6 мм,

принимаем d₃ = 60 мм.

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №208 для быстроходного вала и №211 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B Мм	С кН	С0 кН
№208	40	80	18	32,0	17,8
№211	55	80	21	43,6	25,0