Проектный расчет
 |
5.1 Выбираем сечение ремня, в зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения по номограммам [1, рис 5.2 и 5.3 с 86]
Ремень: тип А нормального сечения
5.2 Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива
d1min,мм, по таблице [1, таблица 5.4 с 87]
d1min=90 мм
5.3 Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива, диаметр ведущего шкива выбираем на 1…2 порядка выше, чем d1min по таблице [1, табл К40 с 448]
d min=112 мм
5..4 Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм, по формуле [1, с 87]
где и – передаточное число открытой передачи;
d2 – расчетный диаметр ведущего шкива, мм;
ε – коэффициент скольжения, ε=0,01….0,02.
Полученное значение d2 округляем до стандартного по таблице [1, табл. К40 с 448]
d2=315 мм
5.5 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение, от заданного и по формулам [1, с 88]
, 
< 3%,
5.6 Определяем ориентировочное межосевое расстояние, а, мм
мм
где h, мм, высота сечения клинового ремня [1, табл. К31, с 440]
d1 и d2 – диаметры ведущего и ведомого шкивов, мм
5.7 Определяем расчетную длину ремня, l, мм
мм
Значение l округляем до ближайшего значения, по таблице[1, табл. К31, с 440]
L=1250 мм
5.8 Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине по формуле[1, с 88]
,
Примечание 4 – При монтаже передачи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния а на 0,01l для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней предусматриваем возможность увеличения а на 0,025l.
5.9 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α1, град, по формуле[1, с 88]
,
Угол α, соответствует требованию α > 1200
5.10 Определяем скорость ремня υ, м/с по формуле[1, с 88] и сравниваем с допускаемой
< [υ],
где d1 – диаметр ведущего шкива, мм;
n1 – частота вращения ведущего шкива об/мин;
[υ]– допускаемая скорость, м/с: [υ]=25 м/с – для клиновых ремней;
[υ]=40 м/с – для узких клиновых и поликлиновых ремней.
5.11 Определяем частоту пробегов ремня U, с – 1, по формуле [1, с 88] и сравниваем с допускаемой
≤ [U],
где υ – скорость ремня м/с;
l – длина ремня, м;
[U]=30 с–1 – допускаемая частота пробегов.
Соблюдение соотношения U < [U] гарантирует срок службы ремня 1000…5000 часов.
5.12 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем по формуле [1, с 90]
кВт
где [Po], кВт, - допускаемая приведенная мощность, по таблице [1, с 89 табл. 5.5]
Ср,Сα, Сl, Сz, - поправочные коэффициенты выбираем по таблице [1, с 82 табл. 5.2]
5.2.13 Определяем количество клиновых ремней в комплекте по формуле[1, с 90]
шт
где Рном – мощность электродвигателя, кВт, по таблице 1.
Условие для проектируемой передачи комплект клиновых ремней Z < 5 выполняется.
(При необходимости уменьшить Z следует увеличить d1)
5.14 Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня F0, Н, по формуле[1, с 91]
Н
где Рном – мощность электродвигателя, кВт;
Сl, Сα, Ср – поправочные коэффициенты выбираем по таблице [1, с 82, табл. 5.2]
υ – скорость ремня, м/с,
Z – число ремней в комплекте.
5.15 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней, Ft, Н, по формуле [1, с 91]
Н
5.16 Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н,
одного клинового ремня по формулам[1, с 91]
,
5.17 Определяем силу давления на вал комплекта клиновых ремней по формуле [1, с 91]
,
где α1 – угол охвата малого шкива, град.
Проверочный расчет
5.18 Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви σmax, н/мм2 по неравенству [1, с 91]
σmax=σ1+σи+συ2,5+5,2+0,04=7,74 Н/мм2 ≤ [10 Н/мм2]
где σ1–напряжение растяжения, H/мм2, определяем по формуле [1, с 84]
Н/мм2
где А – площадь сечения одного клинового ремня, мм2, по таблице [1, с 440, т К31]
σи – напряжение изгиба, H/мм2, определяем по формуле[1, с 84]
Н/мм2
Еи=80…100 H/мм2– модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;
h – высота ремня, мм, по таблице [1, с 440, т К31];
d1 – диаметр ведущего шкива;
συ–напряжение от центробежных сил, H/мм2, по формуле [1, с 84]
Н/мм2
ρ=1250…1400 кг/м3 – плотность материала ремня;
υ – скорость ремня м/с
[σp] – допускаемое напряжение растяжения, [σ]p =10 H/мм2 – для клиновых ремней.
Примечание 5 – Если получится σmax > [σp], то следует увеличить диаметр d1 ведущего шкива или принять большее сечения ремня и повторить расчет передачи.
5.19 Полученные значения параметров открытой передачи сводим в таблицу 5.2
Таблица 5.2 – Параметры клиноременной передачи
| Параметр | Значение | Параметр | Значение |
| Тип ремня | А | Частота пробегов ремня U, 1/с | 4,4 |
| Межосевое расстояние а | Диаметр ведущего шкива d1 | ||
| Толщина ремня δ | нормальная | Диаметр ведомого шкива d2 | |
| Ширина ремня b | Максимальное напряжение σтах, Н/мм2 | 7,74 | |
| Длина ремня l | Предварительное натяжение ремня F0, Н | ||
| Угол охвата ведущего шкива α1, град. | Сила давления ремня на вал Fоп, Н |
6.Определение нагрузки валов редуктора
6.1 Определяем силы в зацеплении по формулам таблицы [1, с.100, табл.6,1]
Окружная сила, Н
где Т2 – момент на тихоходном валу редуктора, Н·м;
d2 – делительный диаметр колеса, мм
Радиальная сила, Н
где α=200, угол зацепления, tgα= 0,3640;
β – угол наклона зубьев, град, по таблице 3.
Осевая сила, Н
,
6. 2 Определяем консольные силы
Радиальная сила
клиноременной передачи, Н
,
где FO – сила предварительного натяжения, Н;
z – число ремней клиноременной передачи
α1 – угол обхвата малого шкива, град.
Радиальная сила муфты на тихоходном валу, Н
где Т2 – момент на тихоходном валу редуктора Н·м,
или на быстроходном валу
6.3 Результаты заносим в таблицу 6
Таблица 6 – Нагрузки валов редуктора
| Сила | Значение |
 Окружная сила в зацеплении, Ft, кН
| 2,53 |
| Радиальная сила в зацеплении, Fr, кН | 0,96 |
| Осевая сила в зацеплении, Fа, кН | 1,07 |
| Открытой передачи, Fоп, кН | 0,8 |
| Муфты, Fм, кН | 1,8 |
|