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 =100 мм

Диаметр большого шкива

d₂ = d₁u(1-ε) =100∙2,33(1-0,01) = 231 мм

где ε = 0,01 – коэффициент проскальзывания

принимаем d₂ = 224 мм

Межосевое расстояние

a > 0,55(d₁+d₂) + h = 0,55(224+100) + 8,0 = 186 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(100+224) = 509

y = (d₂ - d₁)² = (224 – 100)² =15376

L = 2∙300 + 509 +15376/4∙300 = 1122 мм

принимаем L = 1120 мм

Уточняем межосевое расстояние

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

= 0,25{(1120 – 509) +[(1120 – 509)² - 2∙15376]^0,5} = 299 мм

Угол обхвата малого шкива

α₁ = 180 – 57(d₂ – d₁)/a = 180 – 57(224-100)/299 = 156º

Скорость ремня

v = πd₁n₁/60000 = π100∙700/60000 = 3,7 м/с

Окружная сила

F_t = Р/v = 1,03∙10³/3,7 =278 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

C_p = 1,0 – спокойная нагрузка

C_α = 0,93 – при α₁ = 156º

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 = 0,80 кВт – номинальная мощность передаваемая одним ремнем

[Р] = 0,80∙1,0∙0,93·0,95 = 0,71 кВт

Число ремней

Z = Р/[Р] = 1,03/0,71 = 1,45

принимаем Z = 2

Натяжение ветви ремня

F₀ = 850Р /ZVC_pC_α =

= 850∙1,03/2∙3,7∙0,93∙1,0 =127 H

Сила действующая на вал

F_в = 2FZsin(α₁/2) = 2∙127∙2sin(156/2) = 498 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 =127/81 +278/2∙2∙81 = 2,43 Н/мм²

А = 81 мм²– площадь сечения ремня

σ_и – напряжение изгиба

σ_и = E_иh/d₁ = 80∙8,0/100 = 6,4 Н/мм²

E_и = 80 Н/мм² – модуль упругости

σ_v = ρv²10^-6 = 1300∙3,7²∙10^-6 = 0,02 Н/мм²

ρ = 1300 кг/м³ – плотность ремня

σ_max = 2,43+6,4+0,02 = 8,85 Н/мм²

условие σ_max < [σ]_p выполняется

6 Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная

F_t = 1363 Н

радиальная

F_r = 504 H

осевая

F_a = 233 H

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал

F_в = 498 Н.

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 125·Т₃^1/2 = 125·154,5^1/2 = 1554 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 > (16·31,8·10³/π10)^1/3 = 26 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 = 40 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 > (16·154,5·10³/π10)^1/3 = 43 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