2.11. Расчет клиноременной передачи

По графику выбираем сечение ремня: В

Рисунок 3 – Схема для расчета ременной передачи

По графику принимаем d_р1=125 – диаметр малого шкива и находим номинальную мощность Р₀4,8 кВт, передаваемую одним ремнем в условиях типовой передачи при α=180°, i=1 спокойной нагрузке, базовой длине ремня.

Рассчитываем геометрические параметры передачи:

d_р2 d_р1*i=125*1,51=188,75 уточнив по стандарту, принимаем d_р2 =200 мм.

Предварительно принимаем:

По стандарту принимаем

Уточняем межосевое расстояние:

Принимаем а=300 мм

Угол обхвата ремнем малого шкива:

Определяем мощность, передаваемую одним ремнем:

- коэффициент угла обхвата

- коэффициент длины ремня

- коэффициент передаточного отношения

- коэффициент режима нагрузки

Число ремней:

Р – мощность на ведущем валу передачи

коэффициент числа ремней

Определяем силу предварительного натяжения одного ремня при:

А=138*10^-6 м²– площадь сечения ремня

Сила, действующая на вал:

при β/2=(180-α)/2=(180-165,75)/2=8°30’ в статическом состоянии передачи:

Ресурс наработки ремней:

коэффициент режима нагрузки

коэффициент климатических условий

Рисунок 4 – Сечение ремня

b₀=17 мм, b_p=14 мм, h=11 мм

3.Эскизный проект

3.1.Определение диаметров валов и предварительный выбор подшипников

Вал червяка:

d_п – диаметр вала под подшипник;

t – высота буртика.

d_бп – диаметр вала под червяк

r – координата фаски подшипника

Рисунок 5 – Быстроходный вал

Вал колеса:

Рисунок 6 – Тихоходный вал

На быстроходный вал предварительно назначаем шарикоподшипник радиальный однорядный особолегкой серии номер 207 и два роликоподшипника радиально – упорных легкой серии номер 7207. На тихоходный вал предварительно назначаем два шарикоподшипника радиально – упорных однорядных легкой серии номер 36212.

3.2. Выбор способов соединений валов с установленными на них деталями и расчет этих соединений

Сечение шпонки выбираем по диаметру вала, длина l назначается на 5÷10 мм меньше длины соответствующей ступени вала L и принимается по ряду длин стандартных шпонок. В обозначении шпонки указываются ее размены: мм.

Для быстроходного вала.

По диаметру d_в1=28 мм и длине выходного участка L=46 мм выбираем шпонку .

Проверочный расчет на смятие:

_{Для выходного вала.}

Для выходного участка по диаметру мм и длине выходного участка выбираем шпонку

Проверочный расчет на смятие:

Для ступени под колесо сечение шпонки выбираем по диаметру , а длину - по длине ступицы колеса выбираем

Проверочный расчет на смятие:

3.3. Эскизная компоновка редуктора

Расстояние между деталями передач.

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор а.

Зазор между внутренними поверхностями стенок корпуса и поверхностями вращающихся колес:

L – расстояние между внешними поверхностями деталей передачи.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес или червяка:

Рисунок 7 – Эскизная компоновка редуктора

3.4.Расчет валов привода на прочность

Быстроходный вал.

Диаметр вала:

- сила натяжения ремня.

Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов.

В вертикальной плоскости:

.

Из уравнения (2) находим:

Из уравнения (1):

В горизонтальной плоскости:

Из уравнения (4) находим:

При этом

В плоскости смещения валов:

Отсюда: , тогда .

Максимальные реакции в опорах (наихудший случай нагружения опор):

Тихоходный вал.

Диаметр вала:

Принимаем d=55 мм.

Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов.

В вертикальной плоскости:

.

Из уравнения (2) находим:

Из уравнения (1):

В горизонтальной плоскости:

Из уравнения (4) находим:

При этом

В плоскости смещения валов:

Отсюда: , тогда .

Максимальные реакции в опорах (наихудший случай нагружения опор):

Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях.

Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: Ι – Ι – сечение под колесом, ослабленное шпоночным пазом, и сечение ΙΙ – ΙΙ рядом с подшипником, ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент:

, где

Вращающий момент: Т=780*10³ Н*мм

Напряжение изгиба:

Напряжение кручения:

Пределы выносливости:

Определяем коэффициенты концентрации . В сечении Ι – Ι концентраторами напряжений являются: посадка колеса на вал с натягом и шпоночный паз. Для посадки с натягом:

, где к≈1,5…2 – коэффициент запаса; f=0,1

Оцениваем величину масштабного фактора:

,

где v=0,19 – 1,25*10^-4*=0,19 – 1,25*10^-4*285=0,154375≈0,15

При этом эффективный коэффициент концентрации напряжения будет равен: .

Для шпоночного паза, выполненного концевой фрезой . При расчете учитываем большую величину , т.е. .

– шероховатость поверхности вала.

- вал без поверхностного упрочнения.

Далее

Коэффициент концентрации напряжений в сечении Ι – Ι при кручении.

По формуле:

, где

- амплитуды переменных составляющих циклов напряжений; - постоянная составляющая; - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.

Запас сопротивления усталости при изгибе (=0):

Запас сопротивления усталости при кручении:

При этом запас сопротивления усталости:

Для второго сечения:

Изгибающий момент М=F_м*с=3491*175=610925 Н*мм

Вращающий момент Т=780*10³ Н*мм

Напряжение изгиба:

Напряжение кручения:

Принимаем радиус галтели r=2,5, тогда и , находим и .

()

Больше напряжено второе сечение.

Проверим статическую прочность при перегрузках . При перегрузках напряжения удваиваются и для второго сечения и

Проверим жесткость вала.

По условию работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под колесом. Для определения прогиба: средний диаметр на участке l принимаем равным d_ш=65 мм. Здесь:

Прогиб в вертикальной плоскости:

• от силы F_r: (Е – модуль упругости Е=2,1*10⁵ МПа)

• от момента М_а прогиб равен 0.

• в горизонтальной плоскости от силы F_t:

• прогиб от силы F_м в плоскости смещения валов:

Суммарный максимально возможный прогиб:

Допускаемый прогиб: