Детали машин

где коэффициент упругого скольжения, для кордошнурового клинового     

             ремня  [1, с.144];

                                

принимаем

Фактическое передаточное отношение в этом случае будет  равно:

                      .

Отклонение фактического передаточного отношения от заданного составит:

                      .

Скорость ремня равна [1, с.144]:

                                                                                                    

 

                               

Оптимальное межосевое  расстояние выбираем в зависимости  от диаметра меньшего шкива  и передаточного числа [1, с.151]:

                                

  Расчетная длина  ремня по формуле [1, с.144]:

                                                              

                        

Принимаем стандартное значение длины ремня, равное [3, с.476].

Проверяем число пробегов для ремня по условию [1, с.151]:

                         ,

                         .

Условие выполняется.

Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня l равно [1, с.144]:

                 ,        

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность  уменьшения межосевого расстояния на для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения межосевого расстояния на для увеличения натяжения ремней.

  Угол обхвата на  малом шкиве по формуле [1, с.144]:

                                                                                     

                             

Для клиноременной передачи рекомендуется  [1, с.144] , т.е. это условие выполняется.

Окружная сила передачи [1, с.145]:

                                                                                                             

                               

Начальное натяжение  ремня [1, с.145]:

                                                                                                                                          

где коэффициент трения, [1, с.145], [1, с.146],

                                

 Давление на валы  равно [1, с.150]:

                                                                                                                              

                                 

Произведем расчет клиноременной  передачи по тяговой способности.

Допускаемое напряжение в действительных условиях работы равно [1, с.149]:

                                 ,                                               

где   [1, с.150];

       учитывает влияние угла обхвата и равен  [1, с.148]:

                

        учитывает влияние скорости и равен [2, с.148]:

               

        учитывает режим работы, для ленточного конвейера при двухсменном  

                режиме работы [1, с.148];

                                     

Число ремней в передаче равно [1, с.150]:

                                                                                                            

где площадь поперечного сечения одного ремня,  [1, с.142];

                                                                                

Принимаем

Рабочий ресурс клиновых ремней равен [1, с.151]:

                                                                                    

где предел выносливости, для клиновых ремней [1, с.151];

      коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа,     

           [1, с.151];

      коэффициент нагрузки, при постоянной нагрузке [1, с.151];

       число перебегов ремня в секунду, ;

      максимальное напряжение в сечении ремня.

                                                                                                

где напряжение от растяжения ремня,

       напряжение от изгиба ремня,

       напряжение от центробежной силы ремня.

Напряжение от растяжения ремня равно:

                                                                                                    

                           

Напряжение от изгиба ремня равно [2, с.145]:

                                                                                                       

где модуль продольной упругости, [1, с.146];

       толщина ремня, [1, с.142];

       диаметр меньшего шкива, ,

                           

Напряжение от центробежной силы ремня равно [1, с.145]:

                                                                                                    

где плотность ремня,    [1, с.145],

                           

                          

                        

Требуемый ресурс для  клиновых ремней общего назначения составляет [1, с.166].

 

Таким образом, имеем следующие исходные данные (см. задачу 3) для расчета ведущего вала:

– крутящий момент на валу ;

– угловая скорость вала ;

– частота вращения вала ;

– давление на вал со стороны ременной передачи ;

– окружное усилие на шестерне ;

– срок службы привода  ;

– ширина зубчатого венца  шестерни ;

– делительный диаметр  шестерни ;

– диаметр вершин зубьев шестерни ;

– диаметр впадин зубьев шестерни ;

– угол наклона зубьев .

Предварительный расчет диаметра вала производим по формуле [1, с.273]:

                                          ,                                                          (4.1)              

где передаваемый крутящий момент,  ;                                                       

      допускаемое условное напряжение при кручении, при расчете

             входных и выходных концов  валов . 

  Диаметр входного конца быстроходного вала редуктора:

                                         

Принимаем .

Диаметр вала под подшипниками принимаем равным .

Намечаем для опор быстроходного вала радиальные шариковые   подшипники . Шестерню вала выполняем заодно с валом.

Исходя из полученных значений диаметров валов, принимаем конструкцию быстроходного вала редуктора, показанную на рис.4.1.

 

 

Рис.4.1

В зубчатом зацеплении быстроходной ступени редуктора действуют силы:

– окружная

– радиальная

– осевая

  здесь  – угол зацепления.

Расчетная схема быстроходного вала редуктора показана на рис.4.2.

Определим составляющие реакций опор в двух плоскостях.

В горизонтальной плоскости:

                    

 

                   

 

Рис.4.2

В вертикальной плоскости:

                   

Суммарные реакции в  опорах:

                  

Для определения долговечности  подшипников используем                              формулу [1, с.347]:

                                                                                              (4.3)

где показатель степени, для шариковых подшипников [1, с.334];

     частота вращения вала, для быстроходного вала,

    динамическая грузоподъемность, [7, с.11];   

    эквивалентная нагрузка, которая  определяется по формуле [1, с.347]:

                              ,                                                   (4.4)

где радиальная нагрузка;

        осевая нагрузка;

       коэффициент вращения,   [1, с.348];

       коэффициент безопасности, [1, с.356];

       температурный коэффициент, [1, с.348];

       коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

Для опоры  :

, ,

, [1,с.355],

                           

                             

Для опоры  :

, ,

, [1,с.355],

                           

                             

Полученное значение в обоих случаях превышает требуемое значение, равное (срок службы редуктора).

  По известным опорным  реакциям и нагрузкам, действующим  на быстроходный вал, строим  эпюры изгибающих моментов в  вертикальной и горизонтальной плоскостях (рис.4.3).

На основании эпюр и строим эпюру результирующего изгибающего момента М, используя соотношение [1, с.274]:

                                                                                     (4.5)

Исходя из конструкции  вала и по виду эпюр изгибающего  момента М и крутящего момента Т, определяем опасное сечение I–I (рис.4.3). В сечение I–I действуют изгибающий момент и крутящий момент . Сечение ослаблено канавкой для выхода шлифовального круга. Диаметр вала в опасном сечении равен . Концентратором напряжений здесь является галтель.

Для опасного сечения  вала определим коэффициент запаса прочности по формуле [1, с.278]:

                                                                                   (4.6)

  где – допускаемое значение коэффициента запаса прочности,             

          [1, с.282]

       коэффициенты запаса прочности по изгибу и кручению, которые  

       равны [1, с.278,279]:

 

                                                                           (4.7)

                                                                         (4.8)

где предела выносливости при изгибе и кручении,  

       (для стали 40Х) [1, с.291];

      коэффициент, учитывающий состояние поверхности,

             [1, с.280];

      масштабные факторы, [1, с.276];

      коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении,

                 [1, с.277];

     коэффициент долговечности, [1, с.14];

     амплитуда цикла нормальных напряжений,

     среднее напряжение цикла нормальных напряжений, [1, с.281];

     амплитуда цикла и среднее касательное напряжение;

     коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла  

                изменения напряжений, [1, с.10];

 

Рис.4.3

                         

Величина  равна [1, с.281]: