5. Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа

По номограмме [1c83] выбираем ремень сечения А

Минимальный диаметр малого шкива d_1min =90 мм [1c84]

Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше

d₁ =112 мм

Диаметр большого шкива

d₂ = d₁u(1-ε) =112∙2,38(1-0,01) = 264 мм

где ε = 0,01 – коэффициент проскальзывания

принимаем d₂ = 250 мм

Межосевое расстояние

a > 0,55(d₁+d₂) + h = 0,55(250+112) + 8,0 = 207 мм

h = 8,0 мм – высота ремня сечением А

принимаем а = 300 мм

Длина ремня

L = 2a + w +y/4a

w = 0,5π(d₁+d₂) = 0,5π(112+250) = 569

y = (d₂ - d₁)² = (250 – 112)² =19044

L = 2∙300 + 569 +19044/4∙300 = 1185 мм

принимаем L = 1120 мм

Уточняем межосевое расстояние

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

= 0,25{(1120 – 569) +[(1120 – 569)² - 2∙19044]^0,5} = 266 мм

Угол обхвата малого шкива

α₁ = 180 – 57(d₂ – d₁)/a = 180 – 57(250-112)/266 = 150º

Скорость ремня

v = πd₁n₁/60000 = π112∙950/60000 = 5,6 м/с

Окружная сила

F_t = Р/v = 3,75∙10³/5,6 =670 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

C_p = 1,0 – спокойная нагрузка

C_α = 0,92 – при α₁ = 150º

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 = 1,14 кВт – номинальная мощность передаваемая одним ремнем

[Р] = 1,14∙1,0∙0,92·0,95 = 0,99 кВт

Число ремней

Z = Р/[Р] = 3,75/0,99 = 3,80

принимаем Z = 4

Натяжение ветви ремня

F₀ = 850Р /ZVC_pC_α =

= 850∙3,75/4∙5,6∙0,91∙1,0 =156 H

Сила действующая на вал

F_в = 2FZsin(α₁/2) = 2∙156∙4sin(150/2) =1205 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 =156/81 +670/2∙4∙81 = 2,96 Н/мм²

А = 81 мм²– площадь сечения ремня

σ_и – напряжение изгиба

σ_и = E_иh/d₁ = 80∙8,0/112 = 5,7 Н/мм²

E_и = 80 Н/мм² – модуль упругости

σ_v = ρv²10^-6 = 1300∙5,6²∙10^-6 = 0,04 Н/мм²

ρ = 1300 кг/м³ – плотность ремня

σ_max = 2,96+5,7+0,04 = 8,70 Н/мм²

условие σ_max < [σ]_p выполняется

6 Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная

F_t = 3223 Н

радиальная

F_r =1195 H

осевая

F_a = 632 H

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал

F_в = 1205 Н.

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 125·Т₃^1/2 = 125·412,9^1/2 = 2540 Н

Рис. 1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

7. Проектный расчет валов 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 Т – передаваемый момент;

d₁ > (16·85,4·10³/π15)^1/3 = 30 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,21,5)d₁ = (1,21,5)30 = 3645 мм,

принимаем l₁ = 45 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 = 52 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ > (16·412,9·10³/π20)^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 = 62 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