5. Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа

Выбор ремня

По номограмме [1 c.86] выбираем ремень сечения Б

Диаметры шкивов

Минимальный диаметр малого шкива d_1min = 125 мм [1 c.87]

Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше

d₁ = 140 мм

Диаметр большого шкива

d₂ = d₁u(1 – ε) = 140∙2,28∙ (1 – 0,01 ) = 316 мм

где ε = 0,01 – коэффициент проскальзывания

принимаем d₂ = 315 мм

Межосевое расстояние

a > 0,55(d₁+d₂) + h = 0,55∙(140 + 315) + 10,5 = 428 мм

h = 10,5 мм – высота ремня сечением Б [1 c.440]

принимаем а = 450 мм

Длина ремня

L = 2a + w + y/(4a)

w = 0,5π(d₁ + d₂) = 0,5∙π∙(140 + 315) = 715

y = (d₂ – d₁)² = (315 – 140)² = 30625

L = 2∙300 + 715 + 30625/(4∙300) = 1940 мм

принимаем L = 2000 мм [1 c.440]

Уточняем межосевое расстояние

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

= 0,25{(2000 – 715) + [(2000 – 715)² – 2∙30625]^0,5} = 560 мм

Угол обхвата малого шкива

α₁ = 180 – 57(d₂ – d₁)/a = 180 – 57∙(315 – 140)/300 = 147º

Скорость ремня

Окружная сила

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты:

C_p = 1,0 – спокойная нагрузка

C_α = 0,91 – при α₁ = 147º [1 c.82]

C_l = 1,0 – коэффициент влияния длины ремня

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

P₀ = 2,05 кВт – номинальная мощность передаваемая одним ремнем [1 c.89]

Число ремней

z = Р/[Р] =3,45/1,77 = 1,95

принимаем z = 2

Натяжение ветви ремня

Сила действующая на вал

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

А = 138 мм² – площадь сечения ремня [1 c.440]

σ_и – напряжение изгиба

σ_и = E_иh/d₁ = 80∙10,5/140 = 6,0 Н/мм²

E_и = 80 Н/мм² – модуль упругости

– напряжение от центробежных сил

σ_v = ρv²10^-6 = 1300∙6,96²∙10^-6 = 0,06 Н/мм²

ρ = 1300 кг/м³ – плотность ремня

σ_max = 2,58 + 6,0 + 0,06 = 8,64 Н/мм²

– для клиновых и поликлиновых ременй [1 c.85]

условие σ_max < [σ]_p выполняется

6 Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная

F_t = 2858 Н

радиальная

F_r = 1057 H

осевая

F_a = 569 H

Консольная сила от клиноременной передачи действующая на быстроходный вал

F_в = 890 Н

Горизонтальная и вертикальная составляющие консольной силы от ременной передачи, действующие на вал

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

Рис. 6.1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора с наклонным разъемом корпуса

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 – передаваемый момент;

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)30 = 3045 мм,

принимаем l₁ = 40 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  1,5d₂ =1,535 = 55 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 45 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,52,0)d₁ = (1,52,0)45 = 67,590 мм,

принимаем l₁ = 80 мм

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 45+22,8 = 50,6 мм,

где t = 2,8 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 50 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂  1,25d₂ =1,2550 = 65 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 50 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 50+3,23,0 = 59,6 мм,

принимаем d₃ = 60 мм.

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и №210 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	С кН	С0 кН
№207	35	72	17	25,5	13,7
№210	50	90	20	35,1	19,8