5. Расчет и проектирование поликлиновой ременной передачи открытого типа

Выбор ремня

По номограмме [1c84] выбираем ремень сечения К

Диаметры шкивов

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

Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше

d₁ =100 мм

Диаметр большого шкива

d₂ = d₁u(1-ε) =100∙2,97(1-0,01) = 291 мм

где ε = 0,01 – коэффициент проскальзывания

принимаем d₂ = 280 мм

Фактическое передаточное число

u = d₂/d₁(1 – ε) = 280/100(1 – 0,01) = 2,86

Межосевое расстояние

a > 0,55(d₁+d₂) + H = 0,55(100+280) + 4,0 = 213 мм

h = 4,0 мм – высота ремня сечением K

принимаем а = 300 мм

Длина ремня

L = 2a + w +y/4a

w = 0,5π(d₁+d₂) = 0,5π(100+280) = 597

y = (d₂ - d₁)² = (280 – 100)² =32400

L = 2∙300 + 597 +32400/4∙300 =1224 мм

принимаем L =1250 мм

Уточняем межосевое расстояние

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

= 0,25{(1250– 597) +[(1250– 597)² - 2∙32400]^0,5} = 314 мм

Угол обхвата малого шкива

α₁ = 180 – 57(d₂ – d₁)/a = 180 – 57(280-100)/314 = 147º

Скорость ремня

v = πd₁n₁/60000 = π100∙950/60000 = 5,0 м/с

Окружная сила

F_t = N/v = 2,70∙10³/5,0 = 604 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

C_p = 0,9 – спокойная нагрузка при двухсменном режиме

C_α = 0,91 – при α₁ = 147º

С_l = 1,10 – коэффициент учитывающий отношение L/L₀, L₀=0,71 м

[Р] = Р₀C_pC_α

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

[Р] = 2,2∙0,9∙0,91·1,10 = 1,98 кВт

Число клиньев

Z = 10Р/[Р] = 10·2,70/1,98 =15,3

принимаем Z = 16

Натяжение ветви ремня

F₀ = 850Р /VC_pC_α =

= 850∙2,70/5,0∙0,91∙0,9 = 627 H

Сила действующая на вал

F_в = 2F₀sin(α₁/2) = 2∙627sin(147/2) =1202 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/2A = 627/121+604/∙2∙121 = 7,68 Н/мм²

А – площадь сечения ремня

А = 0,5b(2H – h)

b – ширина ремня

b = (z – 1)p + 2f = (16– 1)2,4 + 2·3,5 = 43,0 мм

А = 0,5·43,0(2·4,0 – 2,35) =121 мм²

σ_и – напряжение изгиба

σ_и = E_иh/d₁ = 80∙2,35/100 = 1,88 Н/мм²

E_и = 80 Н/мм² – модуль упругости

σ_v = ρv²10^-6 = 1300∙5,0²∙10^-6 = 0,03 Н/мм²

ρ = 1300 кг/м³ – плотность ремня

σ_max = 7,68+1,88+0,03 = 9,59 Н/мм²

условие σ_max < [σ]_p выполняется

6 Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная

F_t = 3246 Н

радиальная

F_r =1204 H

осевая

F_a = 637 H

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал

F_в = 1202 Н.

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 125·Т₃^1/2 = 125·484^1/2 = 2546 Н

Рис. 1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

7. Проектный расчет валов 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 > (16·102,8·10³/π10)^1/3 = 35 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 = 50 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 > (16·484·10³/π15)^1/3 = 52 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 55 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 55+23,0 = 61,0 мм,

где t = 3,0 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 60 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂  1,25d₂ =1,2560 = 75 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 60 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 60+3,23,0 = 69,6 мм,

принимаем d₃ = 70 мм.

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №208 для быстроходного вала и №212 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	С кН	С0 кН
№208	40	80	19	32,0	17,8
№212	60	110	22	52,0	31,0