4.5 Предварительное натяжение ремня, нагрузка, действующая на валы, ширина шкивов

4.5.1 Предварительное натяжение ветвей одного клинового ремня вычисляется по формуле /2, с.136/

(4.4)

где u – скорость ремня, м/с;

 – коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы.

Скорость ремня м/c. Значение=0,18 принимаем по рекомендации /2, с. 136/.

Расчет по формуле (4.4) дает

4.5.2 Нагрузка от натяжения всех ремней, действующая на валы /4, с. 136/,

4.5.3 Ширина обода шкива (2, с. 138) в мм

(4.1)

где е – расстояние между канавками на ободе, мм;

f – расстояния от середины крайних канавок до краев обода, мм.

Расчет по формуле (4.5) при е=19 мм и f =12,5 мм дает

4.6 Нормы для контроля предварительного натяжения ремня

Предварительное натяжение ремня F_o при сборке передачи и во время ее эксплуатации контролируют обычно не непосредственно, а косвенно, измеряя стрелу прогиба ремня b под определенной нагрузкой G, приложенной перпендикулярно к ремню в середине ветви, как показано на рисунке 5.1 .

Зависимость между F_o , b и G для передачи по схеме рисунка 4.1 выражается формулой /4,с.131/

(5.6)

где Е – модуль упругости ремня, Н/мм²;

А – площадь сечения ремня, мм².

Зададимся стрелой прогиба b = 50 мм (4, 133). Для ремня типа Б величина = 250000 Н /4, с.134/.

Рисунок 5.1 – Иллюстрация контроля предварительного натяжения ремня

По формуле (5.6) после ее преобразования вычислим

Н.

Окончательно принимаем b =501 мм, G = 465Н.

5 Предварительный расчет валов

Минимальный диаметр вала в миллиметрах при этом расчете на чистое кручение определяется по формуле /2, с.113/

, (5.1)

где Т-крутящий момент на валу,Н∙м;

[τ_к]- допускаемое напряжение при кручении,МПа.

Крутящие моменты для валов от 1 до 4 определены в пункте 2.3.4.

Валы 3,4 испытывают дополнительные консольные нагрузки от ременной и цепной передач соответственно. Поэтому для этих валов возьмем допускаемое напряжение [τ_к]=20 МПа. Для валов 1,2,которые таких нагрузок не испытывают,возьмем большую величину [τ_к]=25 МПа.

Расчет диаметров валов и их длины на шестерне и колесе /2.с.391/:

Ступень вала и ее размеры d,l	Вал-шестерня	Вал колеса
1-я	мм l1=1,3∙35≈48 мм	l1=1,5∙50=75 мм
2-я	d2=d1+2t=35+2∙2,5=40 мм l2=2 d2=2∙40=80мм	d2=d1+2t=50+2∙2,8=55мм l2=1,25 d2=1,25∙55=69мм
3-я	d3= d2+3,2r=40+3,2∙2,5≈45 мм l3-графически	d3= d2+3,2r=55+3,2∙3=65мм l3-графически
4-я	d4= d2=40 мм l4=В+с=23+1=24 мм	d4= d2=55мм l4=В+с=18+1=19мм

6 Расчет шпоночных соединений

Для всех валов предусматриваем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 со скругленными торцами. Материал шпонок- сталь 45 по ГОСТ 1050-88 нормализованная. Сечения шпонок и их рекомендуемое соответствие диаметрам валов берем по /2,с.169/

Условие прочности соединения по напряжениям смятия /2,с.169-171/

где Т- момент,передаваемый соединением,Н∙м

Сечение шпонки bh мм выбираем по диаметру вала,а необходимую по условию прочности длину l вычисляем по преобразованной формуле:

Детали шпоночных соединений редуктора стальные, поэтому берем для них с учетом кратковременных перегрузок допускаемое напряжение смятия =70 МПа.

Ведущий вал редуктора запроектирован как вал-шестерня. Его шпоночное соединение расположено на диаметре d=35 мм, для которого b×h=10×8 мм, t₁₌5 мм. Момент на валу Т₂=169,07 Н∙м.

Длина шпонки

l₁==56 мм.

Тихоходный вал редуктора имеет минимальный диаметр d=50 мм, передаваемый валом момент Т=482,24 Н∙м. При сечении шпонки b×h=16×10 мм,t₁=6 мм ее длина по формуле

l₂==90 мм

Длина шпонки на при диаметре d=65 мм, b×h=20×12 мм, t₁=7,5 мм

l₃==70 мм.