5. Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа

По номограмме [1c83] выбираем ремень сечения Б

Минимальный диаметр малого шкива d_1min =125 мм [1c84]

Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше

d₁ =160 мм

Диаметр большого шкива

d₂ = d₁u(1-ε) =160∙2,14(1-0,01) = 339 мм

где ε = 0,01 – коэффициент проскальзывания

принимаем d₂ = 355 мм

Межосевое расстояние

a > 0,55(d₁+d₂) + h = 0,55(355+160) +10,5 = 294 мм

h = 10,5 мм – высота ремня сечением А

принимаем а = 400 мм

Длина ремня

L = 2a + w +y/4a

w = 0,5π(d₁+d₂) = 0,5π(160+355) = 809

y = (d₂ - d₁)² = (355 – 160)² =38025

L = 2∙400 + 809 +38025/4∙400 = 1632 мм

принимаем L = 1600 мм

Уточняем межосевое расстояние

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

= 0,25{(1600 – 809) +[(1600 – 809)² - 2∙38025]^0,5} = 383 мм

Угол обхвата малого шкива

α₁ = 180 – 57(d₂ – d₁)/a = 180 – 57(355-160)/383 = 151º

Скорость ремня

v = πd₁n₁/60000 = π160∙1445/60000 = 12,1 м/с

Окружная сила

F_t = Р/v = 6,37∙10³/12,1 =345 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

C_p = 1,0 – спокойная нагрузка

C_α = 0,92 – при α₁ = 151º

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 = 2,49 кВт – номинальная мощность передаваемая одним ремнем

[Р] = 2,49∙1,0∙0,92·0,95 = 2,17 кВт

Число ремней

Z = Р/[Р] = 6,37/2,17 = 1,92

принимаем Z = 2

Натяжение ветви ремня

F₀ = 850Р /ZVC_pC_α =

= 850∙6,37/2·12,1∙0,92∙1,0 =160 H

Сила действующая на вал

F_в = 2FZsin(α₁/2) = 2∙160∙2sin(151/2) = 618 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 =160/138+345/2∙2∙138= 1,78 Н/мм²

А = 138 мм²– площадь сечения ремня

σ_и – напряжение изгиба

σ_и = E_иh/d₁ = 80∙10,5/160 = 5,25 Н/мм²

E_и = 80 Н/мм² – модуль упругости

σ_v = ρv²10^-6 = 1300∙12,1²∙10^-6 = 0,19 Н/мм²

ρ = 1300 кг/м³ – плотность ремня

σ_max = 1,78+5,25+0,19 = 7,22 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 = 2275 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = 669 H

осевая для шестерни, радиальная для колеса

F_a1= F_r2 = 1759 H

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал

F_в = 618 Н.

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 125·Т₃^1/2 = 125·273,0^1/2 = 2065 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÷25 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т – передаваемый момент;

d₁ = (16·57,0·10³/π10)^1/3 = 34,3 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 40 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)40 = 4060 мм,

принимаем l₁ = 50 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 40+22,5 = 45,0 мм,

где t = 2,5 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 45 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂  0,6d₂ =0,645 = 27 мм.

Диаметр резьбы d₅ > d₂ принимаем d₅ = М48

Диаметр вала под подшипник:

d₄ > d₅ принимаем d₄ = 50 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (16·273,0·10³/π15)^1/3 = 45 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 45 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  1,25d₂ =1,2550 = 63 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 радиально-упорные роликоподшипники легкой серии №7210 для быстроходного вала и №7210 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	С кН	С0 кН	е	Y
№7210	50	90	22	52,9	40,6	0,37	1,60
№7210	50	90	22	52,9	40,6	0,37	1,60

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 пересечения проводим под углом 11,31º осевые линии делительных конусов и откладываем на них отрезки R_e =143 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:

а₁ = В/2 + (d+D)e/6 = 22/2+(50+90)∙0,37/6 = 20 мм.

В результате этих построений получаем следующие размеры:

быстроходный вал: l_оп = 105 мм; l_б = 120 мм: b = 62 мм;

тихоходный вал: с₁ = 97 мм: с₂ = 145 мм; l_м =163 мм.

Расчетная схема валов редуктора