2.4. Расчет значений зазоров между внутренними элементами зубчатого редуктора.

Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок провести с зазором х=8…10мм. Такой же зазор предусмотреть между подшипниками и контуром стенки. Расстояние y между дном корпуса и поверхностью колес предусмотреть y=4х.

2.5. Разработка эскизного проекта зубчатого редуктора.

Смотри приложение 1.

Глава 3. Подбор соединительной муфты.

Для передачи вращающего момента с ведомого вала редуктора на вал тяговой звездочки выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-82 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 500 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой:

Т_р = k*Т_вых = 1,5*320,4 481Н·м,

где k = 1,5 – коэффициент режима нагрузки.

Условие Т_р≤ [T] выполняется.

Глава 4. Проектирование открытой передачи.

4.1 Проектный расчет открытой передачи.

Выбор поликлиновогоремня.

Р₁=1,31 кВт; n₁=1415 об/мин.

По номограмме [1c84] выбираем ремень сечения К.

Диаметры шкивов.

Минимальный диаметр ведущего шкива d_1min =40 мм [1c84]

Принимаем диаметр ведущего шкива на порядок выше:

d₁ = 71 мм.

Диаметр ведомого шкива:

d₂ = d₁*u*(1-ε) = 71*2,36*(1-0,01) = 165 мм,

где ε = 0,01 – коэффициент проскальзывания.

Принимаем d₂ = 160 мм.

Фактическое передаточное число:

U_ф = d₂/(d₁*(1 – ε)) = 160/(71*(1 – 0,01)) = 2,28.

Проверка отклонения ΔUот заданного U:

ΔU=|U_ф-U|*100%/U = |2,28-2,36|*100/2,36 ≤ 3%.

Ориентировочное межосевое расстояние:

a ≥ 0,55*(d₁+d₂) + h(H) = 0,55*(71+160) + 4 = 131 мм,

гдеh = 4 мм – высота ремня сечением K,

принимаем а = 200 мм.

Длина ремня:

L = 2a + 0,5*π*(d₁+d₂) +(d₂ - d₁)²/4a,

L= 2*131 + 1,57*(160+71) + (160- 71)²/(4*131)= 616мм.

Принимаем L = 630 мм.

Уточняем межосевое расстояние по стандартной длине:

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

= 0,125*{2*630 – 3,14*(160+71) +[(2*630 – 3,14*(160+71))² – 8*(160-71)²]^0,5} = 208 мм.

Угол обхвата малого шкива:

α₁ = 180 – 57*(d₂ – d₁)/a = 180 – 57*(160- 71)/208 = 156º ≥ 120º.

Скорость ремня:

v = π*d₁*n₁/60000 = π*71*1415/60000 = 5,3 м/с ≤ 40 м/с.

Частота пробегов ремня:

U = v/L = 5,3/630 = 0,01 с^-1 ≤ 30 с^-1.

Соблюдение данного соотношения, условно выражающего долговечность ремня, гарантирует срок службы 5000 ч.

Окружная сила

F_t = Р/v = 1,31∙10³/5,3 = 249 H.

Допускаемая мощность передаваемая одним поликлиновымремнем:

[Р_n] = Р₀*C_p*C_α*C_l = 2*10³*0,9*0,93*0,98  1,64 кВт,

где C_p = 0,9 – спокойная нагрузка при двухсменном режиме,

C_α = 0,93 – при α₁ = 156º,

С_l = 0,98 – коэффициент учитывающий отношение L/L₀, L₀=0,7 м_,

P₀ = 2,0 кВт – номинальная мощность передаваемая одним ремнем.

Число клиньевполиклинового ремня:

Z = 10Р_ном/[Р_n] = 10·1310/1640 = 8.

Натяжение ветви ремня:

F₀ = 850*Р_ном*C_l/v*C_p*C_α=

= 850*1,31*0,98/5,3*0,9*0,93 = 251H.

Окружная сила, передаваемая поликлиновым ремнем:

F_t= P_ном*10³/v = 1310/5,3 = 247 Н.

Силы натяжения ведущей F₁и ведомой F₂ветвей поликлинового ремня:

F₁ = F₀ + F_t/2 = 251 + 247/2 = 374,5 Н,

F₂ = F₀- F_t/2 = 251 – 247/2 = 127,5 Н.

Сила действующая на вал:

F_оп = 2F_0*sin(α₁/2) = 2*251*sin(156/2) = 491H.