Расчет клиноременной передачи.

Исходные данные:

Р_де= кВт; n_дe=n_H= об/мин; и_кр= ; Т_дв= Нм.

9.1 .Проектный расчет.

Диаметр меньшего шкива

Полученное значение округляем до стандартного в большую сторону, но не менее минимального диаметра d₁, указанного [1.табл.7.7 и 7.8]

Принимаем d₁= мм ГОСТ 17383-73

Диаметр большего шкива

d₂ = d₁и_кр{1-ε) = (1 -0,01)= мм.

где ε - коэффициент, учитывающий скольжение ремня ε=0,01..0,02

Полученное значение округляем по ряду [1с.120] ГОСТ17383-73.

Принимаем d₂ = мм

Уточняем передаточное отношение

отклонение

Выбираем сечение ремня.

По [1.рис.7.3] npи Р_дв= кВт и n_дв= об/мин выбираем сечение ремня , согласуя с [1.табл.7.8]

По [1.рис.7.7] выбираем параметры сечения (см. рис.5)

/_Р= мм

W= мм

To= ММ

A= мм² - площадь поперечного сечения ремня

Рисунок 5. Параметры сечения Межосевое расстояние

Принимаем а= мм Расчетная длина ремня

По [1 табл.7.7] принимаем L_p= мм Уточняем межосевое расстояние

Угол обхвата меньшего шкива

Определяем необходимое для передачи заданной мощности число ремней

где Р_а - мощность, допускаемая для передачи одним ремнём [1 табл.7.8] Р_о = кВт

Р= кВт - мощность двигателя

С_L - коэффициент, учитывающий длину ремня по [1. табл. 7.9] С_L=0, .

С_р - коэффициент режима работы [1. табл. 7.10] при сменном режиме работы С_р =

С_а - коэффициент угла обхвата [1. с. 135] С_а =0, .

Cz - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче. Предполагаем, что число ремней в передаче будет Z=2..3, Cz=0,95[l.c. 135] Примем Z=2.

Проверочный расчет передачи.

Предварительное натяжение ветвей ремня

где V скорость ремня ведущей ветви

- коэффициент, учитывающий центробежную силу. По [1. с. 136] для ремня сечения , .

Сила, действующая на вал:

Рабочий ресурс ремня:

где - базовое число циклов.

По [1. с. 136] для ремня сечения , = 4,6-10⁶

- предел выносливости для клиновых ремней,

- максимальное напряжение в сечении ведущей ветви,

где - напряжение растяжения,

где - окружная сила

,

где - напряжение изгиба

- модуль упругости

- напряжение от центробежных сил

где - плотность материала

- коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения

Число пробегов в с

9.3. Шкивы клиноременной передачи.

Шкивы выполняются из чугуна СЧ15 и СЧ18, а при v>30 м/сиз стали 25Лили алюминиевых сплавов.

Параметры канавок шкивов для клиновых ремней приведены [1, табл. 7.12]

Шероховатость рабочих поверхностей R_a< 2,5 мкм

Проектируем ведомый шкив.

Шкив диаметром до 300 мм выполняется дисковым.

Внешний диаметр шкива

мм

.

Ширина шкива

мм

Диаметр вала под шкив (см. п.5.2)

мм

Диаметр ступицы для чугунных шкивов

Длина ступицы

Примем

Толщина обода чугунного шкива

Примем мм

Толщина диска

Примем

Диаметр центровой окружности

Диаметр облегчающих отверстий

Нагрузки валов редуктора.

10.1.Силы, действующие на валы.

Силы в зацеплении

Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке

.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на червячном колесе

Радиальные силы на червяке и колесе

Консольные нагрузки:

Сила, действующая на червяк от открытой клиноременной передачи.

Сила от муфты на валу колеса

10.2. Силовая схема нагружения валов.

Силовая схема нагружения валов имеет целью определение направления сил в зацеплении червячной передачи, консольных сил со стороны открытой клиноременной передачи и муфты, реакций в подшипниках, а также направление крутящих моментов и угловых скоростей.

Рекомендуется следующий порядок выполнения силовой схемы:

1. Наметить расположение элементов силовой схемы в соот­ветствие с кинематической схемой привода.

2. Произвольно вычертить аксонометрические оси (под углом 120°).

3. Вычертить в произвольных размерах схематично валы, подшипники, червячную пару, элементы открытой передачи и муфты. Обозначить подшипники А и Б на быстроходном валу, С и Д – на тихоходном.

4. По заданию червяк имеет правое направление витков.

5. Выбрать направление вращения валов и моментов.

Выбираем направление вращения двигателя против часовой стрелки. Клиноременная передача не меняет направление вращения, значит вал червяка вращается в ту же сторону. Направление вращения вала червячного колеса - в противоположную сторону, т.е. по часовой стрелке.

Момент является моментом движущих сил и совпадает с вращением вала червяка. Момент является моментом сопротивления и направлен в противоположную сторону направления вращения колеса.

6. Определить направление сил в червячной передаче.

Окружная сила на червячном колесе направлена по касательной к делительной окружности колеса, является активной и создает момент, совпадающий с направлением вращения.

По модулю осевая сила на червяке равна окружной силе , но направлена в противоположную сторону вдоль оси червяка.

Окружная сила на валу червяка является реактивной и не совпадает с направлением вращения вала, и направлена по касательной к делительному диаметру червяка.

По модулю осевая сила на колесе равна окружной силе на червяке , но направлена в противоположную сторону вдоль оси вала колеса.

Радиальные силы колеса и червяка равны по модулю между собой и направлены соответственно к центру червяка и колеса.

7. Консольная сила от клиноременной передачи направлена перпендикулярно к оси вала червяка, т.е. в плоскости радиальных сил.

Направление силы от муфты на валу колеса по отношению к окружной силе может быть любым. Рекомендуется принять худший случай и направить силу от муфты в сторону, противоположную силе , что увеличивает напряжения и деформации.

8. Радиальные реакции в подшипниках направить в соответствующих плоскостях противоположно силам и .

11. Расчет валов на статическую прочность

11.1 Вал червяка

Исходные данные:

Вертикальная плоскость .

Определение опорных реакций

Меняем направление реакции на схеме

Проверка:

Строим эпюры изгибающих моментов

Справа:

В точке «2» приложена сила и должен быть скачок на величину:

Значит, эпюры построены верно.

Горизонтальная плоскость

Определение опорных реакций

Проверка:

Строим эпюры изгибающих моментов

Определение суммарных реакций

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении І-І:

Строим эпюру крутящего момента .

Эквивалентный изгибающий момент в сечении I-I:

Диаметр вала в опасном сечении:

,

где - предел выносливости при изгибе.

Для стали 40ХН и твердости HRC48-54, из которой по заданию выполнен червяк:

- предел выносливости при растяжении

, [1, табл.3.3],

[n]=1,3-3 - коэффициент запаса,

- эффективный коэффициент концентрации напряжений.

Примем .

Прочность вала обеспечена.

11.2.Вал червячного колеса.

Исходные данные:

Вертикальная плоскость .

Меняем знак реакции на схеме

Проверка:

.

Построение эпюр изгибающих моментов

Моменты определены верно.

Горизонтальная плоскость

Меняем направление реакции на схеме.

Проверка:

.

Реакции найдены верно.

Построение эпюр изгибающих моментов

Моменты вычислены верно.

Определение суммарных реакций в опорах:

Определяем суммарный изгибающий момент в опасном сечении І-І:

Сечение ІІ-ІІ:

Т.к. , имеет смысл проверить сечение ІІ-ІІ.

Эквивалентный момент в опасном сечении ІІ-ІІ:

Диаметр вала в опасном сечении

,

Вал червячного колеса изготовлен из стали 45 с пределом прочности [1. табл.3.3].

Предел выносливости при растяжении:

Допускаем напряжения изгиба при симметричном цикле нагружения

- допускаемый коэффициент запаса прочности.

[n]=1,3…3

Примем .

- эффективный коэффициент концентрации напряжений.

.

Примем .

Прочность вала обеспечена.