5. Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа

По номограмме [1c83] выбираем ремень сечения А

Минимальный диаметр малого шкива d_1min =90 мм [1c84]

Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше

d₁ =100 мм

Диаметр большого шкива

d₂ = d₁u(1-ε) =100∙2,20(1-0,01) = 222 мм

где ε = 0,01 – коэффициент проскальзывания

принимаем d₂ = 224 мм

Межосевое расстояние

a > 0,55(d₁+d₂) + h = 0,55(224+100) + 8,0 = 186 мм

h = 8,0 мм – высота ремня сечением А

принимаем а = 300 мм

Длина ремня

L = 2a + w +y/4a

w = 0,5π(d₁+d₂) = 0,5π(100+224) = 509

y = (d₂ - d₁)² = (224 – 100)² =15376

L = 2∙300 + 509 +15376/4∙300 = 1122 мм

принимаем L = 1120 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,25{(L – w) + [(L – w)² – 2y]^0,5} =

= 0,25{(1120 – 509) +[(1120 – 509)² - 2∙15376]^0,5} = 300 мм

Угол обхвата малого шкива

α₁ = 180 – 57(d₂ – d₁)/a = 180 – 57(224-100)/300 = 156º

Скорость ремня

v = πd₁n₁/60000 = π100∙1415/60000 = 7,41 м/с

Окружная сила

F_t = Р/v = 1,34∙10³/7,41 =181 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

C_p = 1,0 – спокойная нагрузка

C_α = 0,93 – при α₁ = 156º

C_l = 1,0 – коэффициент влияния длины ремня

С_z = 0,95 – при ожидаемом числе ремней 2÷3

[Р] = Р₀C_pC_αС_lC_z

P₀ = 1,26 кВт – номинальная мощность передаваемая одним ремнем

[Р] = 1,26∙1,0∙0,93·0,95 = 1,11 кВт

Число ремней

Z = Р/[Р] = 1,34/1,11 = 1,20

принимаем Z = 2

Натяжение ветви ремня

F₀ = 850Р /ZVC_pC_α =

= 850∙1,34/2∙7,41∙0,93∙1,0 = 83 H

Сила действующая на вал

F_в = 2FZsin(α₁/2) = 2∙83∙2sin(156/2) = 323 H

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении

ведущей ветви ремня

σ_max = σ₁ + σ_и+ σ_v < [σ]_p = 10 Н/мм²

σ₁ – напряжение растяжения

σ₁ = F₀/A + F_t/2zA = 83/81 +181/2∙2∙81 = 1,58 Н/мм²

А = 81 мм²– площадь сечения ремня

σ_и – напряжение изгиба

_σи = E_иh/d₁ =100∙8,0/100 = 8,0 Н/мм²

E_и =100 Н/мм² – модуль упругости

σ_v = ρv²10^-6 = 1300∙7,41²∙10^-6 = 0,07 Н/мм²

ρ = 1300 кг/м³ – плотность ремня

σ_max = 1,58+8,0+0,07 = 9,65 Н/мм²

условие σ_max < [σ]_p выполняется

6 Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении конической передачи с круговым зубом:

окружная

F_t1 = F_t2 = 965 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = 265 H

осевая для шестерни, радиальная для колеса

F_a1= F_r2 = 752 H

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал

F_в = 323 Н.

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 125·Т₃^1/2 = 125·82,7^1/2 = 1137 Н

Рис. 6.1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

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 = (16·19,2·10³/π10)^1/3 = 22 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 25 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)25 = 2538 мм,

принимаем l₁ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 25+22,2 = 29,4 мм,

где t = 2,2 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 30 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂  0,6d₂ =0,630 = 18 мм.

Диаметр резьбы d₅ > d₂ принимаем d₅ = М33

Диаметр вала под подшипник:

d₄ > d₅ принимаем d₄ = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (16·82,7·10³/π15)^1/3 = 30 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 30+22,2 = 34,4 мм,

где t = 2,2 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂  1,25d₂ =1,2535 = 44 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 35+3,22,5 = 43,0 мм,

принимаем d₃ = 45 мм.

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиально-упорные роликоподшипники легкой серии №7207 для быстроходного вала и тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	С кН	С0 кН	е	Y
№7207	35	72	17	38,5	26,0	0,37	1,62

Эскизная компоновка устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояния l_б и l_т между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии l_оп и l_м от реакции смежного подшипника.

Выбираем способ смазывания: зубчатое зацепление смазывается за счет окунания шестерни в масляную ванну; для подшипников пластичный смазочный материал. Камеры подшипников отделяем от внутренней полости мазеудерживающими кольцами.

Проводим горизонтальную осевую линию – ось ведущего вала; затем проводим вертикальную линию - ось ведомого вала. Из точки пересече ния проводим под углом 13,94º осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки R_e =103 мм.

Вычерчиваем шестерню и колесо, причем ступицу колеса располагаем несимметрично.

Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

- принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой кор­пуса 10 мм;

- принимаем зазор между окружностью вершин зубьев колеса и внутренней стенкой корпуса 10 мм;

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок.

Для конических роликоподшипников поправка а:

а = В/2 + (d+D)e/6 = 17/2+(35+72)∙0,37/6 = 15 мм.

В результате этих построений получаем следующие размеры:

быстроходный вал: l_оп = 83 мм; l_б =100 мм: b = 49 мм;

тихоходный вал: с₁ =103 мм: с₂ = 62 мм; l_м = 93 мм.