Расчет клиноременной передачи. Исходными данными для расчета клиноременной передачи, например, являются:

 

Исходными данными для расчета клиноременной передачи, например, являются:

– вращающий момент на валу ведущего шкива (момент на валу электродвигателя) Т₁ = 121,4 Н ×мм;

– мощность на валу ведущего шкива (это требуемая мощность электродвигателя) Р₁ = 12,4кВт;

– частота вращения ведущего шкива (это номинальная частота вращения вала электродвигателя) n₁ = 975 мин^–1;

- передаточное число передачи u = u_РП= 2,44.

Расчет клиноременной передачи начинается с выбора сечения ремня по номограмме на рисунке 7 в зависимости от мощности Р₁ и частоты вращения n₁. По исходным данным примера подходит клиновой ремень сечения Б, размеры которого приведены в приложении Б (таблица Б.2). Выбранному сечению В соответствуют размеры, мм: b₀ = 22; b_Р = 19; y₀ = 4; h = 13,5; площадь сечения А = 230 мм².

Минимально допускаемое значение диаметра ведущего шкива d₁ зависит от сечения ремня: для сечения А – d₁ = 90 мм; для сечения Б – d₁ = 125 мм; для сечения В – d₁ = 200 мм; для сечения Г – d₁ = 315 мм. В целях повышения срока службы ремней принимаем в качестве диаметра ведущего шкива следующее значение после минимально допустимого диаметра из стандартного ряда диаметров, приведенного в таблице Б. 3. Принимаем d₁ = 224 мм.

Определим расчетный диаметр ведомого шкива , мм

. (6.1)

546,6 мм.

Полученное расчетное значение диаметра округляем до ближайшего стандартного значения по таблице Б. 3. Принимаем 560 мм.

Определим фактическое передаточное число ременной передачи

, (6.2)

где = 0,01 … 0,02 – коэффициент скольжения [4].

2,53.

Проверим отклонение D фактического передаточного числа от заданного передаточного числа

. 3,7%.

 

Рисунок 7 – Номограмма для выбора клиновых ремней нормального сечения

Рисунок 6 – Геометрические и силовые параметры клиноременной передачи

 

 

Определим предварительное значение межосевого расстояния ременной передачи в интервале

/ (6.3)

. (6.4)

444,7 мм.

784 мм.

Межосевое расстояние принимается в рассчитанном интервале после эскизной компоновки привода. Принимаем промежуточное значение 500 мм.

Определим расчетную длину ремня

. (6.5)

2288 мм.

Полученное значение длины ремня округляем до ближайшего стандартного значения (таблица Б. 2). Принимаем 2240 мм. Уточняем значение межосевого расстояния передачи по стандартной длине ремня [3, с. 88]

(6.6)

474,51 мм.

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива , град.

. (6.7)

139,6 град.

Определим скорость ремня , м/с

. (6.8)

11,4 м/с.

Определим расчетную мощность , кВт, передаваемую одним клиновым ремнем проектируемой передачи:

. (6.9)

где номинальная мощность, кВт, передаваемая одним клиновым ремнем базовой передачи, выбираемая методом интерполирования из таблицы 11[1].

Для рассматриваемого примера 4,75 кВт.

поправочные коэффициенты, выбираемые для условий работы проектируемой передачи по таблице 12.

Определим для рассматриваемого примера поправочные коэффициенты (при отношении ) по таблице 5.

0,886; 0,886; 1,135; 1,2; 0,3; 0,95.

Определим мощность, передаваемую одним ремнем, по формуле (6.9)

3,53 кВт.

 

–коэффициент угла обхвата ведущего шкива
a1, град.
	1,0	0,98	0,95	0,92	0,89	0,86	0,82
коэффициент влияния отношения выбранной длины ремня L к базовой длине L0 (таблица 11)
L / L0	0,4	0,6	0,8	1,0	1,2	1,4
	0,82	0,89	0,95	1,0	1,04	1,07
коэффициент передаточного отношения
	1,0	1,25	1,5	1,75	2,0	2,25	2,5	2,75	³ 3,0
	1,0	1,08	1,1	1,115	1,125	1,13	1,135	1,138	1,14
коэффициент режима нагрузки
Характер нагрузки	Спокойная	Умеренные колебания	Значительные колебания	Ударная
	1 … 1,2	1,1 … 1,3	1,3 … 1,5	1,5 … 1,7
коэффициент числа ремней
Z		2 … 3	4 … 6	> 6
		0,95	0,9	0,85
– коэффициент влияния центробежных сил
Сечение	А	Б	В	Г
	0,1	0,18	0,3	0,6

Т а б л и ц а 5 – Значения поправочных коэффициентов

 

Требуемое число ремней Z определяется по формуле

. (6.10)

где – мощность, передаваемая через передачу, кВт;

– коэффициент числа ремней, выбираемый по таблице 5, предварительно задавшись предполагаемым интервалом числа ремней Z.

3,7.

Окончательно выбираем 4 (округляем в большую сторону до целого числа).

 

Определим силу предварительного натяжения одного ремня по формуле:

, (6.11)

где - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, выбираемый в таблице 5.

283,2, Н.

Определим силу давления на валы передачи , Н, (рисунок 7):

. (6.12)

2126,7, Н.

Основные геометрические размеры шкива показаны на рисунке 9. Рассчитаем размеры только ведомого шкива, так как он изображается на чертеже общего вида редуктора (таблица 6).

Для расчета параметров ступицы ведомого шкива используется диаметр выходного участка быстроходного вала редуктора dВ1, который будет получен в пункте 10.

 

Т а б л и ц а 6 – Размеры ведомого шкива, мм

 

 

 

Рисунок 8 – Конструкция шкива

Проектный расчет валов

 

При работе вал испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение, которые выбираются в интервале [ ]=15...20 МПа. Меньшее значение [ ] принимается для расчета быстроходных валов, большее - для расчета тихоходных валов.

Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала d_В2, мм, (рисунок 9) равен:

(7.1)

Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала . мм, (рисунок 10) равен:

, (7.2)

где Т₂, Т₃ - номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора (пункт 3.3).

45,2 мм. 64,44 мм.

Окончательно выбираем d_В2 = 48 мм, d_В2 = 65 мм. Остальные размеры участков валов назначаются из выше приведенного ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструкторских соображений.

 

 

Рисунок 9 - Быстроходный вал (вал-шестерня)

 

Рисунок 10 - Тихоходный (выходной) вал

 

Для быстроходного вала (рисунок 9):

d_упл1=d_П1 = d_B2+(5…10)=(53…58) мм -диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (1).

Принимаем d_yпл.1=d_П1= 55 мм;

d_б1 = d_п1+ (5…10)=(60…65) мм - диаметр буртика для упора подшипника. Принимаем d_б1=60 мм;

d_f1, d₁, d_a1, b₁ - размеры шестерни (пункт 5.9).

 

Для тихоходного вала (рисунок 10):

d_yпл2= d_B3+(5…10)=(70…75) мм - диаметр вала под уплотнение. Принимаем d_yпл2=70 мм

d_п2=d_упл2+(5…10)=(75…80) мм.

Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (1, с. 67, таблица Б.5). Принимаем d_п2=75 мм;

d_к = d_п3+(5…10)=(80…85) мм - диаметр под зубчатое колесо. Принимаем d_k=80 мм;

d_б2 =d_k+(5…10)= (85…90) мм - диаметр буртика для упора колеса. Принимаем d_б2=85 мм. С другой стороны колеса для его надежного осевого крепления на валу при сборке устанавливается распорная втулка.

Длины участков валов определяются после эскизной компоновки редуктора на миллиметровой бумаге непосредственным измерением линейкой или расчетом размерных цепей.