4. Проектирование ременной передачи

4.1 Проектный расчет.

4.1.1 Выбор сечения ремня

Выбираем сечение A, т.к. номинальная мощность P_ном=5.5 кВт, а частота вращения n=2850 об/мин.

4.1.2 Минимально допустимый диаметр ведущего шкива

d_1min=90 мм

4.1.3 Расчетный диаметр ведущего шкива

d₁=125 мм

4.1.4 Диаметр ведомого шкива

d₂=u∙d₁(1-)=3∙100(1-0.02)=367,5 мм

где  – коэффициент скольжения

Округляем до стандартного d₂=355 мм

4.1.5 Фактическое передаточное число u_ф

;

4.1.6 Ориентировочное межосевое расстояние a, мм

а0.55(d₁+d₂)+h=0.55∙ (125+355)+8=272 мм

4.1.7 Расчетная длина ремня

Выбираем стандартную величину l=1400 мм

4.1.8 Уточнение межосевого расстояния

4.1.9 Угол обхвата ремнем ведущего шкива

4.1.10 Скорость ремня, м/с

4.1.11 Частота пробегов ремня с^-1

U=v/l=18.65/1,4=13.32<30c^-1

4.1.12 Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем Н/мм²

Значения С_a; С_l; C_z; C_p из таблицы 5.2 [2]

С_a=0.89 – коэффициент угла обхвата a₁ на меньшем шкиве

С_l=0.91 – коэффициент влияния отношения расчетной длины

C_p=0.9 – коэффициент динамичности нагрузки

C_z=0,95 – коэффициент числа ремней

[P₀] из таблицы 5.5 [2] [P₀]=1,15 Н/мм²

[P_п]=[P₀]C_pС_aC_lС_z=1,15∙0.9∙0.89∙0.91∙0.95=0,83

4.1.13 Количество клиновых ремней

z=P_ном/[P_п]=4/0.83≈5

4.1.14 Сила предварительного натяжения, Н

4.1.15 Окружная сила передаваемая ремнем, Н

4.1.16 Силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей ремня, Н

_;

4.1.17 Сила давления ремня на вал F_оп, Н

4.2 Проверочный расчет

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви _max, Н/мм²

_max=₁+_и+_v[]_р

где

_v=ρv²∙10^-6=1300∙18.65²∙10^-6=0.45

[]_р=10

_max=₁+_и+_v=0.8+5,12+0.45=6.3710

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Частота пробегов ремня U, 1/с	13.32
Межосевое расстояние a	301 мм	Диаметр ведущего шкива d1	125 мм
Сечение ремня	A	Диаметр ведомого шкива d2	355 мм
Количество ремней z	5	Максимальное напряжение max, Н/мм2	6.37
Длина ремня l	1400 мм	Предварительная натяжение ремня F0, Н	64.64
Угол обхвата ведущего шкива 1, град	136º26’	Сила давления ремня на вал Fоп, Н	400.9

5. Предварительный расчет валов

5.1 Расчет диаметров ведущего вала.

Принимаем d₁ – выходного конца быстроходного вала d₁=25 мм по ГОСТ 12080-66 табл. 24.28 [1]

- под подшипники по таблице К27 /2/.

Выбираем подшипник шариковый радиальный ГОСТ 8338-75 серия легкая № 206

- под шестерню.

- под подшипник.

Длины определяем графически.

5.2 Расчет диаметров промежуточного вала.

Определяем диаметр вала под колесом по формуле на с.42 /1/:

мм

Принимаем d₁=40 мм

Принимаем d₂=45 мм

- под подшипник.

Выбираем подшипник шариковый радиальный ГОСТ 8338-75 средняя серия №307

Длины определяем графически.

5.3 Расчет диаметров ведомого вала

мм

Принимаем d₁ – выходного конца тихоходного вала d₁=50 мм по ГОСТ 12080-66 табл. 24.28 [1]

- под подшипники по таблице К27 /2/.

Принимаем d₂=60 мм

Выбираем подшипник шариковый радиальный ГОСТ 8338-75 серия легкая №212

- под колесо.

Принимаем d₃=70 мм

- под подшипник.

Длины определяем графически.

6. ВЫБОР МУФТЫ

T_р=T∙K=708.3∙1,3=920,8 Н∙м

К=1,3 – коэффициент режима нагрузки

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту. (ГОСТ 21425-93). Диаметр отверстия 50 мм.

T=1000 Н∙м

Радиальная сила, с которой муфта действует на вал:

7. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ, КОЛЕСА И КОРПУСА РЕДУКТОРА.

7.1 Быстроходная ступень.

7.1.1. Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше d₁=54.9 мм; d_a1=58.9 мм; d_f1=49.9 мм; b₁=50 мм.

7.1.2. Колесо кованное

d₂=305.1 мм; d_a2=309.1 мм; d_f2=300.1 мм; b₂=45 мм.

Диаметр ступицы d_ст=1.5d_вала=1.5∙40=60 мм.

Длина ступицы l_ст=(0,8÷1.5)∙d_вала=32..60, принимаем l_ст=60 мм

Толщина обода S=2.2m+0.05b₂=6.65 мм, принимаем S=7 мм.

Толщина диска C=0.375b₂=0.375∙4516 мм.

7.2 Тихоходная ступень.

7.2.1. Шестерню выполняем за одно целое с валом ; её размеры определены выше

d₃=66.7 мм; d_a3=70.7 мм; d_f3=61.7 мм; b₃=60 мм.

7.2.2. Колесо литое

d₄=293.3 мм; d_a4=297.3 мм; d_f4=288.3 мм; b₄=55 мм.

Диаметр ступицы d_ст=1.6d_вала=1.6∙70110 мм.

Длина ступицы l_ст=(0,8÷1.5)∙d_вала=56..105=80 мм

Толщина обода S=2.2m+0.05b₂=7.15 мм, принимаем S=7 мм.

Толщина диска C=0.375b₂=0.375∙5520 мм.

7.3 Корпус редуктора.

Толщина стенок корпуса и крышки: δ=0.025а+1=0.025∙(125+320)+1=12 мм,

8.РАСЧЕТ ВАЛОВ

8.1 Расчет быстроходного вала

8.1.1 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

y F_t=1209.5 Н; F_r=447.7 Н; F_a=223.5 Н; F_оп=400.9 Н

l_оп=0.0615; l₁=0.048; d₁=0.0545

z

x

A B C D

F_t1

F_a1 R_Cy F_оп

R_Ay d₁

F_r1

R_Ax R_Cx

l₁ l₁ l_оп

^13,8

^7,7

M_x

_24.65

M_y

^16.7

_33.2

M_z

Определение реакций в подшипниках

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н

;;

;;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

M_A=0; M_B(лев)=R_Ay∙l₁; M_B(прав)=R_Cy∙l₁-F_a1∙(d₁/2); M_C=0; M_D=0;

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

;;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

M_A=0; M_B=-R_Ax∙l₁; M_С=-R_Ax∙(l₁+l₁)+F_t1∙l₁ ;M_D=0

3. Строим эпюру крутящих моментов

4. Суммарные радиальные реакции

5. Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях