5 Расчет плоскоременной передачи

Выбор ремня.

Принимаем кордошнуровой ремень, толщиной  = 2,8 мм.

Диаметр малого шкива при [k₀]=1,60 МПа

d₁ > 50δ = 50·2,8 = 140 мм.

принимаем по ГОСТ 17383-73 [1c. 424] d₁ = 160 мм

Диаметр большого шкива:

d₂ = d₁u(1-) = 1603,25(1–0,01) = 514 мм,

примем d₂ = 500 мм.

Уточняем передаточное отношение:

u = d₂/d₁(1–) = 500/160(1–0,01) = 3,16.

Межосевое расстояние:

a > 1,5(d₁+d₂) = 1,5(160+500) = 990 мм.

Длина ремня:

L = 2a+0,5(d₁+d₂)+(d₂–d₁)²/(4a) =

= 2990 +0,5(160+500)+(500–160)²/(4990) = 3045 мм.

принимаем L = 3500 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,125{2L-0,5(d₂+d₁)+[(2L-(d₂+d₁))² – 8(d₂-d₁₎)²]^0,5} =

= 0,125{23500-0,5(500+160)+{[(23500-(500+160)]² – 8(500-160)²]^0,5} =

=1350 мм

Угол обхвата малого шкива:

₁ = 180–57(d₂–d₁)/a = 180–57(500–160)/1350 = 166

Скорость ремня:

V = d₁n₁/60000 = 160700/60000 = 5,9 м/с.

Условие v < [v] = 35 м/с выполняется

Частота пробегов ремня

U = L/v = 3,50/5,9 = 0,6 с^-1 < [U] = 15 c^-1

Окружная сила:

F_t = P/V = 1,1210³/5,9 = 190 Н.

Допускаемая удельная окружная сила

[k_п] = [k_o]C_αC_θС_рС_vC_FC_d .

Коэффициент угла обхвата: C_α = 0,96.

Коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы: C_v = 1,0.

Коэффициент угла наклона передачи С_θ = 1,0.

Коэффициент режима работы С_р = 0,9 – при постоянной нагрузке.

Коэффициент диаметра малого шкива C_d = 1,2

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки С_F = 0,85

[k_п] = 1,60·0,961,01,00.91,2·0,85 = 1,41 Н/мм.

Ширина ремня

b = F_t/[k_п] = 190/2,81,41 = 48 мм

принимаем b = 50 мм, ширина шкива В = 63 мм.

Площадь поперечного сечения ремня

A = bδ = 50·2,8 = 140 мм²

Предварительное натяжение ремня:

F₀ = ₀А = 2,0140 = 280 Н,

где ₀ = 2,0 МПа – для резинотканевых ремней,

Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня

F₁ = F₀ + F_t/2 = 280 + 190/2 = 375 H

F₂ = F₀ – F_t/2 = 280 – 190/2 = 185 H

Нагрузка на вал:

F_в = 2F₀sin₁/2 = 2280sin166/2 = 556 Н.

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении

ведущей ветви ремня

σ_max = σ₁ + σ_и+ σ_v < [σ]_p = 8 Н/мм²,

где σ₁ – напряжение растяжения,

σ₁ = F₀/A + F_t/2A = 280/140 + 190/(2·140) = 2,68 Н/мм²,

σ_и – напряжение изгиба.

σ_и = E_иδ/d₁ = 100∙2,8/160 = 1,75 Н/мм²,

где E_и = 100 Н/мм² – модуль упругости.

σ_v = ρv²10^-6 = 1100∙5,9²∙10^-6 = 0,04 Н/мм²,

где ρ = 1100 кг/м³ – плотность ремня.

σ_max = 2,68+1,75+0,04 = 4,47 Н/мм²

Так как условие σ_max < [σ]_p выполняется, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

6 Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная

F_t = 1882 Н

радиальная

F_r = 696 H

осевая

F_a = 341 H

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал

F_в = 556 Н.

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 125·Т₃^1/2 = 125·184,1^1/2 = 1696 Н

Рис. 6.1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора