Материал: Записка по КП Ясинский

В рассматриваемом случае, т. к. окружная скорость υ ≤ 1 м/c, данный коэффициент можно принимать K_Fυ = 1,0.

Таким образом, коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба KF определяем по формуле:

K_F  1,3 ⋅ 1,04 ⋅ 1 = 1,352.

Тогда по формуле:

= = 224,82 МПа [ ] = 252 МПа.

Перегрузка составляет:

= ⋅ 100%; (2.49)

= ⋅ 100% = 10,78 %.

Условие изгибной прочности выполняется.

3 Расчет клиноременной передачи редуктора

В качестве примера рассмотрим быстроходную клиноременную передачу. Срок службы привода – 7 лет. Режим работы пятидневный, двухсменный, средний равновероятный. Из результатов энерго-кинематического расчета привода устанавливаем: мощность на ведущем валу P₁ = 3149,28 Вт, частоты вращения шестерни и колеса n₁ = 705 мин^‒1 и n₂ = 352,5 мин^‒1 соответственно. Передаточное отношение равно 2. Вращающие моменты на валах шестерни и колеса T₁ = 42,678 Н·м и T₂ = 80,29 Н·м соответственно.

Согласно данному примечанию принимаем сечение ремня ‒ Б. Из табл. 6.1 имеем следующее: l_p = 14 мм; W = 17 мм; Т₀ = 10,5 мм; А = 1,38 см² ; масса 1 м ремня m = 0,06 кг; расчетная длина в интервале Lр = 800…6300 мм; ∆L = Lр ‒ Lвн = 40 мм; минимальный диаметр меньшего шкива D_1min = 125 мм.

Диаметр ведущего шкива:

Диаметр ведомого шкива:

(3.1)

Рассчитываем межосевое расстояние. В некоторых случаях оно является заданным и определяется компоновкой привода. Если изначально не задано, вычисляем предельные значения межосевого расстояния:

а_min = 0,55·(D₁ + D₂) + Т₀; (3.2)

а_min = 0,55·(140 + 280) + 10,5 = 241,5 мм;

а_max = D₁ + D₂; (3.3)

а_max = 140 + 280 = 420 мм.

Принимаем промежуточное целое значение, близкое к минимальному пределу, а = 250 мм.

Определяем расчетную длину ремней по формуле

; (3.4)

= 1179 мм.

Из предпочтительного ряда (табл. 6.3) выбираем ближайшее большее стандартное значение. Принимаем Lp = 1250 мм. Удостоверяемся, что данное значение находится в рекомендуемом диапазоне для выбранного типа сечения.

Уточняем межосевое расстояние:

; (3.5)

Округляем до ближайшего большего целого значения: a = 287 мм.

Для установки и замены ремней в конструкции передачи необходимо предусмотреть возможность уменьшения а на 2 %, т. е. на 287 · 0,02 = 6 мм, а для компенсации отклонений и удлинения во время эксплуатации ‒ возможность увеличения а на 5,5 %, т. е. на 287·0,055 = 16 мм (с округлением до ближайших целых чисел).

Определяем угол обхвата ремнями малого шкива D₁:

; (3.6)

= 2,652 рад;

; (3.7)

= 152,02 ;

Условие обеспечения минимального значения угла αmin = 120° выполняется.

Коэффициент угла обхвата (в зависимости от ):

0,926;

Коэффициент длины ремня (определяется по графику в зависимости от сечения):

=0,88;

Коэффициент режима нагрузки (в зависимости от вида нагрузки):

= 1,2;

Определяем скорость движения ремня:

; (3.8)

Проводим интерполяцию данных для определения номинальной мощности Р₀:

Р₀ = 1,274 кВт.

Расчетная мощность:

; (3.9

Определяем необходимое число ремней:

; (3.10)

Округляем до z = 5.

Далее необходимо выполнение условия:

z = 8.

Условие выполняется.

Коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил Θ:

Θ = 0,18 ;

Определяем силу предварительного натяжения одного ремня F₀:

; (3.11)

.

Сила, действующая на валы:

; (3.12)

= 1194 H;

Примем кордтканевый ремень как более дешевый. Тогда N_0ц = 4,7 · 10⁶.

Определяем рабочий ресурс рассчитанной клиноременной передачи:

H_o = N_0ц ⋅ ; (3.13)

H_o = 4,7 · 10⁶ ⋅ = 298 ч.

Число предполагаемых замен ремня клиноременной передачи:

Z = ; (3.14)

Z = = 96.

Таким образом, в процессе пятилетней эксплуатации привода необходимо закупать 96 комплекта ремней.

4. Расчет валов привода

4.1 Проектный расчет всех валов привода

Расчет диаметров шеек валов под зубчатое колесо производим по формуле:

= ; (4.1)

где Т – момент на валу, Н ⋅ м; [τ] – допускаемые напряжения кручения, МПа

Диаметр остальных шеек валов принимаем по конструктивным соображениям ориентируясь на рассчитанный диаметр шейки вала под зубчатое колесо.

Производим расчет быстроходного вала редуктора:

= = 32,2 мм.

Принимаем диаметр = 35 мм, диаметр под подшипник = 30 мм, диаметр выходного конца вала = 25 мм.

Производим расчет промежуточного вала редуктора:

= = 49,53 мм.

Принимаем диаметр = 50 мм, диаметр под подшипник = 45 мм, диаметр выходного конца вала = 40 мм.

Производим расчет тихоходного вала редуктора:

= = 70,98 мм.

Принимаем диаметр = 70 мм, диаметр под подшипник = 65 мм, диаметр выходного конца вала = 60 мм.

Производим расчет приводного вала редуктора:

= = 70,27 мм.

Принимаем диаметр = 70 мм, диаметр под подшипник = 65 мм, диаметр выходного конца вала = 60 мм.

4.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктора на усталостную выносливость

Исходные данные:

В качестве примера рассчитаем промежуточный вал двуступенчатого редуктора в составе привода цепного конвейера, устанавливаем, что вращающий момент, действующий на промежуточный вал редуктора, Т = 316,03 Н·м, а частота вращения вала n = 86,01 мин^‒1. На валу III установлены косозубое цилиндрическое колесо, подшипники и шестерня. Из предыдущих расчетов делительный диаметр колеса d₂ = 200 мм, ширина колеса b_w = 39 мм, делительный диаметр шестерни d₁ = 83,67 мм, ширина колеса b_w = 60 мм. В качестве материала вала выбираем сталь 40Х, улучшенную, = 850 Мпа, = 550 Мпа.