5. 
   Расчет и проектирование поликлиновой ременной передачи Открытого типа
   

Выбор ремня

По номограмме выбираем ремень сечения К

Диаметры шкивов

Минимальный диаметр малого шкива d_1min = 40 мм

Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше

d₁ = 63 мм

Диаметр большого шкива

d₂ = d₁u(1-ε) = 63∙2,36(1-0,01) = 147 мм

где ε = 0,01 – коэффициент проскальзывания

принимаем d₂ = 140 мм

Фактическое передаточное число

u = d₂/d₁(1 – ε) = 140/63(1 – 0,01) = 2,24

Межосевое расстояние

a > 0,55(d₁+d₂) + H = 0,55(63+140) + 4,0 = 115 мм

h = 4,0 мм – высота ремня сечением K

принимаем а = 200 мм

Длина ремня

L = 2a + w +y/4a

w = 0,5π(d₁+d₂) = 0,5π(140+160) = 318,8

y = (d₂ - d₁)² = (140 – 63)² = 5929

L = 2∙200 + 318,8 + 5929/4∙200 = 726 мм

принимаем L = 800 мм

Уточняем межосевое расстояние

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

= 0,25{(726 – 318) +[(726 – 318)² - 2∙5929]^0,5} = 237 мм

Угол обхвата малого шкива

α₁ = 180 – 57(d₂ – d₁)/a = 180 – 57(140 - 63)/237 = 161º

Скорость ремня

v = πd₁n₁/60000 = π63∙1420/60000 = 4,68 м/с

частота пробегов

U=v/l=4,68/800=0,0058

Окружная сила

F_t = Р/v = 0,951∙10³/4,68 = 203 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

C_p = 0,9 – спокойная нагрузка при двухсменном режиме

C_α = 0,94 – при α₁ = 161º

С_l = 0,98 – коэффициент, учитывающий отношение L/L₀, L₀=1,1 м

[Р] = Р₀C_pC_α

P₀ =1,86 кВт – номинальная мощность передаваемая одним ремнем

[Р] = 1,86∙0,9∙0,94·1,02 = 1,55 кВт

Число клиньев

Z = 10Р/[Р] = 10·0,951/1,55 = 6,2

принимаем Z = 6

Натяжение ветви ремня

F₀ = 850Р /VC_pC_α =

= 850∙0,951/4,86∙0,94∙0,9 = 200,5 H

Сила действующая на вал

F_оп = 2F₀sin(α₁/2) = 2∙200,5sin(161/2) = 395,5 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/2A = 200,5/54 + 203/∙2∙54 = 5,59 Н/мм²

А – площадь сечения ремня

А = 0,5b(2H – h)

b – ширина ремня

b = (z – 1)p + 2f = (6– 1)2,4 + 2·3,5 = 19 мм

А = 0,5·19(2·4,0 – 2,35) = 54 мм²

σ_и – напряжение изгиба

σ_и = E_иh/d₁ = 80∙2,35/63 = 2,98 Н/мм²

---

E_и = 80 Н/мм² – модуль упругости

σ_v = ρv²10^-6 = 1300∙4,86²∙10^-6 = 0,03 Н/мм²

ρ = 1300 кг/м³ – плотность ремня

σ_max = 5,59+2,98+0,03 = 8,63 Н/мм²

Условие σ_max < [σ]_p выполняется
Таблица 5

Параметры червячной передачи, мм

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Открытого типа	Частота пробегов ремня U 1/с	0,00585
Сечение ремня	К	Диаметр ведущего шкива d1	63
Количество ремней (число клиньев) z	6	Длина ведомого шкива d2	140
Межосевое расстояние a	237	Максимальное напряжение σmax Н/мм2	8,63
Длина ремня l	800	Предварительно напряжение ремня F0 Н/мм2	200,5
Угол обхвата малого шкива α1 град	161	Сила давления ремня на вал Fоп Н	395,5

6. 
   Нагрузки валов редуктора
   

---

Силы, действующие в зацеплении червячной передачи

Окружная на колесе и осевая на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2897 H.

Радиальная на червяке и колесе:

F_r1 = F_r2 = 1054 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

F_t1 = F_a2 = 900 H.

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал

F_оп = 395,5 Н

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 250·Т₃^1/2 = 250·231,74^1/2 = 3805,7 Н


Рис. 6.1 – Схема нагружения валов червячного редуктора

7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка 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 = (20,1·10³/π10)^1/3 = 21 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 25 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)25 = 2538 мм,

принимаем l₁ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 25+22,2 = 29,4 мм,

где t = 2,2 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 30 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂  1,5d₂ =1,530 = 45 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 30 мм.

Вал выполнен заодно с червяком

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (231,74·10³/π20)^1/3 = 48,7 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 45 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 50+22,8 = 55,6 мм,

где t = 2,5 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 60 мм.

Длина вала под уплотнением:

l₂  1,25d₂ =1,2560 = 75 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 60 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 60+3,23 = 69,6 мм,

принимаем d₃ = 70 мм.
Выбор подшипников.

В связи с тем, что в червячном зацеплении возникают значительные осевые нагрузки, предварительно назначаем радиально-упорные конические подшипники средней серии №27306 для червячного вала, устанавливаемее в фиксирующей опоре В как сдвоенные. В плавающей опоре А используется радиальный шарикоподшипник №306, воспринимающий только радиальные нагрузки. Для тихоходного вала выбираем радиально-упорные шарикоподшипники легкой серии №7212.

---

Таблица 7

Материал валов. Размеры ступеней. Подшипники

Вал (материал-сталь 45 σB=780 Н/мм2 σТ=540 Н/мм2 σ-1=335 Н/мм2	Размеры ступеней, мм					Подшипники
	d1	d2	d3	d4	Типо-размер		d˟D˟B(T), мм	Динами-ческая грузо-подъём-ность С, кН	Статичес-кая грузо-подъём-ность С0, кН
	l1	l2	l3	l4
Быстро-ходный	25	30	30	30	№27306 №306		30˟72˟19 30˟72˟21	30,0 29,1	21,0 14,6
	40	45	143	38
Тихоходный	50	60	70	60	№7212		60˟110˟24	72,2	58,4
	60	75	70	34

8. Расчетная схема валов редуктора

Схема нагружения быстроходного вала



Рис. 8.1 Расчетная схема быстроходного вала.
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 81F_t – 172B_X = 0

Отсюда находим реакции опор А и В в плоскости XOZ

A_X =B_X =900·81/172 = 423 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 423·81 = 34,3 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 81F_r +172B_Y – F_a1d₁/2 - 76F_оп = 0

Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ

B_Y = (2897·40,5/2 + 395,5·76 – 1054·81)/172 = 32 H

A_Y = F_r + B_Y + F_оп = 1054 + 32 + 395,5 = 1482 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 395,5·76 = 30,1 Н·м

M_Y = 395,5·157 – 1482·81 = -58,1 Н·м

M_Y = 32·81 = 2,6 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y

---

²)^0,5 = (423² +1482²)^0,5 =1541 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (423² + 32²)^0,5 = 424 H

Схема нагружения тихоходного вала


Рис. 8.2 Расчетная схема тихоходного вала.

Горизонтальная плоскость:

m_A = F_м115 – D_x225 + F_t2 55 = 0;

D_х = (3805,7115 + 289755)/110 = 5427 Н;

C_х = D_x – F_t2 + F_м = 5427 – 2897 + 3805,7 = 6336 Н;

Изгибающие моменты:

М_х1 = 542755 = 299 Нм;

М_х2 = 3805,7115 = 437,7 Нм.

Вертикальная плоскость:

m_A = F_r2 55 + D_y110 – F_a2d₂/2 = 0

D_y= (900185/2 – 1054·55)/110 = 229,8 Н

C_y= F_r2+ D_y = 229,8+1054 = 1283,8 Н

М_y1 = 1283,855 = 70,6 Нм;

М_y2 = 229,855 = 12,6 Нм;

Суммарные реакции опор:

C = (C_x² +C_y²)^0,5 = (6336²+1238,8²)^0,5 = 6456 H,

D = (5427²+ 229,8²)^0,5 = 5431,9 H

9. Проверочный расчет подшипников

9.1. Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка фиксирующей опоры В.

P = (XVF_RB + YF_a)К_бК_Т,

где Х – коэффициент радиальной нагрузки

Y – коэффициент осевой нагрузки

V = 1 – вращается внутреннее кольцо подшипника

К_б = 1,5 – коэффициент безопасности

К_Т = 1 – работа при t < 100^o C

отношение F_a/В = 2897/424 = 6,8 > e : следовательно

Х = 0,4; Y = 0,833

Р = (0,4·1·424+0,8332897)1,5·1 = 3874 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

Динамическая грузоподъемность сдвоенного роликоподшипника в 1,7 раза больше грузоподъемности одинарного подшипника, тогда

С_тр = Р(573L/10⁶)^0,3 =

= 3874(57350,816000/10⁶)^0,3 = 24,5 кH < C= 30,0·1,7 = 51,0 кН

Условие С_тр < C выполняется.

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(51,010³ /3874)^3,333/60602 = 145873 часов,

больше ресурса работы привода, равного 16000 часов.

Эквивалентная нагрузка плавающей опоры А

P = (XVF_RА)К_бК_Т,

где Х = 1 – коэффициент радиальной нагрузки

---

Смотрите также файлы

• 1 Стартап жобаа аржыны Мемлекеттік олдаулардан Инвестор тарту арылы.docx

• Внутренняя политики Михаила Федоровича Романова.docx

• Отчет по лабораторной работе 5.docx

• Архитектурностроительный.docx

• Поэтому стендовым испытаниям должны подвергаться лишь те узлы, механизмы и системы, к которым предъявляются высокие требования надежности, а затраты на испытание экономически обоснованы.docx