Литература рекомендует принимать межосевое расстояние в интервале /2, с. 130/
(4.1)
где Т0 – высота сечения ремня в мм.
Для ремня типа Б T0=10,5 мм /2, с. 131/.
Расчет по формулам (4.1) дает:
Принимаем предварительно межосевое расстояние передачи а`р= 400 мм.
Соответствующая принятому межосевому расстоянию расчетная длина ремня /2, с. 121/
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| 18 |
| ДМ 82 00 00 00 |
(4.2)
где 
; 
После подстановки получаем:
При конструировании передачи следует обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01×1800=18мм для свободного надевания ремней на шкивы, а также возможность увеличения его на 0,025×L=0,025×1800 = 45 мм для регулировки предварительного натяжения ремней. Прибавим в качестве резерва к этим цифрам соответственно 4 и 10 мм. Тогда при окончательном обоснованном межосевом расстоянии 352 мм в конструкции должна предусматриваться возможность его изменения от плюс 55 до минус 22 мм.
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| 19 |
| ДМ 82 00 00 00 |
Количество ремней вычисляется по формуле (2, с. 135)
(4.3)
где P – мощность, передаваемая ременной передачей, кВт;
Сp – коэффициент режима работы;
Po – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, кВт;
СL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;
Сa – коэффициент, учитывающий влияние угла охвата меньшего шкива;
Cz – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.
Передаваемая мощность P= P1=3,83кВт (см. пункт 2.1.1).
Коэффициент режима работы Cp=1,3 при двухсменной работе и кратковременных перегрузках, составляющих 200% от номинальной нагрузки /2, с. 136/.
Мощность, передаваемая одним ремнем, P0=2,08 кВт для d1=140 мм, n1=720 об/мин и ip=3,5 /2, с. 132/.
Коэффициент СL=0,95 для ремня с сечением Б и длиной L=1800 мм /2, с. 135/.
Коэффициент Cz = 0,90 принят в предположении, что число ремней составит 3-4.
Для выбора коэффициента Сa найдем сначала угол охвата меньшего шкива /2, с. 130/
При таком значении a следует принять Сa=0,82 /2, с. 135/.
Расчет по формуле (4.3) дает
Окончательно принимаем число ремней z=3.
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| 20 |
| ДМ 82 00 00 00 |
4.5.1 Предварительное натяжение ветвей одного клинового ремня вычисляется по формуле /2, с.136/
(4.4)
где u – скорость ремня, м/с;
q – коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы.
Скорость ремня 
м/c. Значение q=0,18 принимаем по рекомендации /2, с. 136/.
Расчет по формуле (4.4) дает
4.5.2 Нагрузка от натяжения всех ремней, действующая на валы /4, с. 136/,
4.5.3 Ширина обода шкива (2, с. 138) в мм
(4.1)
где е – расстояние между канавками на ободе, мм;
f – расстояния от середины крайних канавок до краев обода, мм.
Расчет по формуле (4.5) при е=19 мм и f =12,5 мм дает
4.6 Нормы для контроля предварительного натяжения ремня
Предварительное натяжение ремня Fo при сборке передачи и во время ее эксплуатации контролируют обычно не непосредственно, а косвенно, измеряя стрелу прогиба ремня b под определенной нагрузкой G, приложенной перпендикулярно к ремню в середине ветви, как показано на рисунке 5.1 .
Зависимость между Fo , b и G для передачи по схеме рисунка 4.1 выражается формулой /4,с.131/
(5.6)
где Е – модуль упругости ремня, Н/мм2;
А – площадь сечения ремня, мм2.
Зададимся стрелой прогиба b = 50 мм (4, 133). Для ремня типа Б величина 
= 250000 Н /4, с.134/.
Рисунок 5.1 – Иллюстрация контроля предварительного натяжения ремня
По формуле (5.6) после ее преобразования вычислим
Н.
Окончательно принимаем b =50±1 мм, G = 465Н.
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| 21 |
| ДМ 82 00 00 00 |
Предварительный расчет валов
Минимальный диаметр вала в миллиметрах при этом расчете на чистое кручение определяется по формуле /2, с.113/
, (5.1)
где Т-крутящий момент на валу,Н∙м;
[τк]- допускаемое напряжение при кручении,МПа.
Крутящие моменты для валов от 1 до 4 определены в пункте 2.3.4.
Валы 3,4 испытывают дополнительные консольные нагрузки от ременной и цепной передач соответственно. Поэтому для этих валов возьмем допускаемое напряжение [τк]=20 МПа. Для валов 1,2,которые таких нагрузок не испытывают,возьмем большую величину [τк]=25 МПа.
Расчет диаметров валов и их длины на шестерне и колесе /2.с.391/:
| Ступень вала и ее размеры d,l | Вал-шестерня | Вал колеса |
| 1-я |  мм
l1=1,3∙35≈48 мм
| 
l1=1,5∙50=75 мм
|
| 2-я | d2=d1+2t=35+2∙2,5=40 мм l2=2 d2=2∙40=80мм | d2=d1+2t=50+2∙2,8=55мм l2=1,25 d2=1,25∙55=69мм |
| 3-я | d3= d2+3,2r=40+3,2∙2,5≈45 мм l3-графически | d3= d2+3,2r=55+3,2∙3=65мм l3-графически |
| 4-я | d4= d2=40 мм l4=В+с=23+1=24 мм | d4= d2=55мм l4=В+с=18+1=19мм |
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| 22 |
| ДМ 82 00 00 00 |
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| 23 |
| ДМ 82 00 00 00 |
Для всех валов предусматриваем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 со скругленными торцами. Материал шпонок- сталь 45 по ГОСТ 1050-88 нормализованная. Сечения шпонок и их рекомендуемое соответствие диаметрам валов берем по /2,с.169/
Условие прочности соединения по напряжениям смятия /2,с.169-171/
где Т- момент,передаваемый соединением,Н∙м
Сечение шпонки b´h мм выбираем по диаметру вала,а необходимую по условию прочности длину l вычисляем по преобразованной формуле:
Детали шпоночных соединений редуктора стальные, поэтому берем для них с учетом кратковременных перегрузок допускаемое напряжение смятия 
=70 МПа.
Ведущий вал редуктора запроектирован как вал-шестерня. Его шпоночное соединение расположено на диаметре d=35 мм, для которого b×h=10×8 мм, t1=5 мм. Момент на валу Т2=169,07 Н∙м.
Длина шпонки
l1= 
=56 мм.
Тихоходный вал редуктора имеет минимальный диаметр d=50 мм, передаваемый валом момент Т=482,24 Н∙м. При сечении шпонки b×h=16×10 мм,t1=6 мм ее длина по формуле
l2= 
=90 мм
Длина шпонки на при диаметре d=65 мм, b×h=20×12 мм, t1=7,5 мм
l3= 
=70 мм.
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| 24 |
| ДМ 82 00 00 00 |
7.1 Ведущий вал.
Размеры определяем, исходя из конструктивных соображений. Принимаем подшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75 №208 d×D×B=40×80×18 мм.
7.2 Ведомый вал.
Размеры определяем, исходя из конструктивных соображений. Принимаем подшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75 №211 d×D×B=55×100×21 мм.
Дата: 2018-12-28, просмотров: 521.
