Рабочие напряжения изгиба зуба колеса
. (43)
Коэффициент формы зуба YF выбирается из таблицы 3.9 по эквивалентному числу зубьев
, (44)
6.4. Проверка теплостойкости редуктора.
Температура масла в картере редуктора
. (45)
Следует уточнить значение мощности на валу червяка
квт. (46)
t0 - температура окружающей среды. Для цеховых помещений t =200C.
Kт - коэффициент теплоотдачи, равный 12...18 вт/(м2×0C ). В типажных конструкциях принимают 16.
A - поверхность теплоотдачи корпуса редуктора, м2. При ориентировочных расчетах принимают
м2. (47)
Межосевое расстояние подставляется в м.
y - коэффициент отвода тепла через раму или плиту, примем y = 0,2.
[t] - допускаемая температура нагрева масла без потери его первоначальных свойств, принимается
[t] = 900 C. (48)
Пункт 7.Систематизация параметров
Составим таблицы параметров передачи, червяка и колеса, занесем в них вычисленные и вычислим недостающие. Параметры, вычисляемые в пункте 7 обозначены звездочкой.
Таблица А
| № | Наименование параметра передачи | Обозначение | Значение |
| Межосевое расстояние | aW | ||
| Передаточное число | U | ||
| Модуль зацепления | m | ||
| Коэффициент сдвига инструмента | X | ||
| Коэффициент полезного действия редуктора | h | ||
| Скорость скольжения м/с | VS |
Таблица B
| № | Наименование параметра червяка | Обозначение | Значение |
| Число витков | Z1 | ||
| Коэффициент делительного диаметра | q | ||
| Коэффициент начального диаметра | qW | ||
| Делительный угол подъема винтовой линии | g | ||
| Начальный угол подъема винтовой линии | gW | ||
| Делительный диаметр | d1 | ||
| Начальный диаметр | dW1 | ||
| 8* | Диаметр выступов | da1 | |
| Диаметр впадин | df1 | ||
| 10* | Длина нарезанной части | b1 | |
| Тип (профиль) червяка | |||
Формулы для подсчета параметров, обозначенных звездочкой,
 .
 .
Коэффициенты C1 и C2 выбираются из таблицы 2.10.
Для фрезерованных и шлифованных червяков длина нарезанной части
червяка b1 увеличивается на:
25 мм при m<10;
35...40 мм при m=10...16;
50 мм при m>16.
|
Таблица C
| № | Наименование параметра колеса | Обозначение | Значение |
| Число зубьев | Z2 | ||
| Делительный (начальный) диаметр | d2 | ||
| Диаметр выступов | da2 | ||
| 4* | Диаметр впадин | df2 | |
| Наибольший диаметр | daМ2 | ||
| 6* | Ширина колеса | b2 | |
| 7* | Условный угол обхвата колеса | 2d | |
 для червяков ZA; ZN; ZK.
 при Z1=1; 2.  при Z1=4.
 .
|
Таблица 3.1
| Ряды | Передаточное число |
| 1 ряд | 8; 11; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50; 63; 80 |
| 2 ряд | 9; 11,2; 14; 18; 22,4; 28; 35,5; 45; 56; 71 |
Таблица 3.2
| Червячное колесо | Червяк | |||
| Материал | Предел прочности sВ , Мпа | Предел текучести sТ , Мпа | Марка стали | Твердость |
| Бронза БрО10Ф1 | 220...260 | 120...150 | 40; 50; 20Х; 40Х; 40ХН | HRC 45...62 |
| Бронза Бр ОНФ | 20ХН3А; 12ХН3А; 18ХГТ | |||
| Бронза БрА9Ж4 | 400...500 | 40ХН; 30ХГН; 20ХГР | HRC 45...50 | |
| Бронза БрА10Ж4Н4 | 20ХН3А; 38ХГН | |||
| Чугун 18-36 | - | 45; 50 | HB<350 | |
| Чугун 28-48 | - | Ст6 | ||
| Нижний предел sВ и sТ соответствует отливке в землю, верхний предел - для отливки в кокиль или центробежным способом. |
Таблица 3.3
| Скорость скольжения VS, м/с | ³8 | |||||||
| Коэффициент CV | 1,33 | 1,21 | 1,11 | 1,02 | 0,95 | 0,88 | 0,83 | 0,8 |
Таблица 3.4
| Материал колеса | Состояние червяка | Коэффициенты | |
| D1 | D2 | ||
| Безоловянистая бронза | Цементированный шлифованный и полированный | ||
| Закаленный ТВЧ шлифованный и полированный | |||
| Чугун | Закаленный ТВЧ | ||
| Улучшенный |
Таблица 3.5
| Ряды | Межосевое расстояние |
| 1 ряд | 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500 |
| 2 ряд | 140; 180; 225; 280; 355; 450 |
Таблица 3.6
| Диапазон передаточного числа | 8...14 | 14...31,5 | 31,5...80 |
| Число витков (заходов) червяка |
Таблица 3.7
| m, мм | q | m, мм | q |
| 8; 10; (12); 12,5; 16; 20 | (7) | (12) | |
| 2.5 | 8; 10; (12); 12,5; 16; 20 | 8; 10; 12,5; 16; 20 | |
| (3) | (10); (12) | 8; 10; 12,5; 16; 20 | |
| 3,15 | 8; 10; 12,5; 16; 20 | (12) | (10**) |
| (3,5) | (10); (12*); (14*) | 12,5 | 8; 10; 12,5; 16; 20 |
| 8; (9); 10; (12*); 12,5; 16; 20 | (14) | (8***) | |
| 8; 10; 12,5; 16; 20 | 8; 10; 12,5; 16 | ||
| (6) | (9); (10) | 8; 10 | |
| 6,3 | 8; 10; 12,5; 14; 16; 20 | ||
| Значения в скобках допускаются, но не рекомендуются. (*) применяются при Z1=1. (**) применяется при Z1=1; 2. (***) применяется при Z1=2. |
Таблица 3.8
| VS м/с | Коэффициент трения в зацеплении f | Угол трения в зацеплении j | VS м/с | Коэффициент трения в зацеплении f | Угол трения в зацеплении j |
| 0,01 | 0,10...0,12 | 5040¢...6050¢ | 2,5 | 0,03...0,04 | 1040¢...2020¢ |
| 0,1 | 0,08...0,09 | 4030¢...5010¢ | 0,028...0,035 | 1030¢...2000¢ | |
| 0,25 | 0,065...0,075 | 3040¢...4020¢ | 0,023...0,030 | 1020¢...1040¢ | |
| 0,5 | 0,055...0,065 | 3010¢...3040¢ | 0,018...0,026 | 1000¢...1030¢ | |
| 0,045...0,055 | 2030¢...3010¢ | 0,016...0,024 | 0055¢...1020¢ | ||
| 1,5 | 0,04...0,05 | 2020¢,,,2050¢ | 0,014...0,022 | 0050¢...1010¢ | |
| 0,035...0,045 | 2000¢...2030¢ | ||||
| Значения f и j даны с учетом потерь в подшипниках качения. |
Таблица 3.9
| ZV | YF | ZV | YF | ZV | YF | ZV | YF |
| 1,98 | 1,76 | 1,55 | 1,34 | ||||
| 1,88 | 1,71 | 1,48 | 1,30 | ||||
| 1,85 | 1,64 | 1,45 | 1,27 | ||||
| 1,80 | 1,61 | 1,40 | 1,24 |
Таблица 3.10
| Число витков Z1 | Коэффициенты | Коэффициент сдвига инструмента X | ||||
| -1 | -0,5 | +0,5 | +1 | |||
| 1 и 2 | C1 | 10,5 | ||||
| C2 | 1,00 | 0,06 | 0,06 | 0,1 | 0,1 | |
| С1 | 10,5 | 9,5 | 12,5 | 12,5 | ||
| C2 | 1,00 | 0,09 | 0,09 | 0,1 | 0,1 |
А л г о р и т м №4
расчета цепной передачи роликовой цепью
Для расчета передачи должно быть задано:
- Вид машины, к которой осуществляется привод.
- Характеристика двигателя, в том числе его мощность P1 и частота вращения его ротора n1.
- Передаточное отношение передачи U.
- Угол наклона передачи к горизонту y.
- Межосевое расстояние a. Если межосевое расстояние не задано, оно выбирается, как это будет показано далее.
- Условия окружающей среды (возможность подвода смазки, температура, запыленность и т.д.).
- Режим работы (число смен работы - 1,2,3).
Р А С Ч Ё Т
1.Крутящий момент на валу малой ведущей звездочки
Нм.
2.Предварительно принять однорядную роликовую цепь повышенной точности типа ПР или нормальной точности - ПРЛ (табл. 4.1).
3.Выбрать число зубьев малой звездочки. Рекомендуется минимальное число зубьев малой звездочки
.
Число зубьев большой звездочки
.
4.Предварительно по крутящему моменту на ведущем валу T1, Нм, определить шаг цепи P. Рекомендуется для однорядной цепи
мм.
Числовые коэффициенты:
Kp=12,8 - для роликовой цепи повышенной точности типа 
ПР;
Kp= 13,5 - для роликовой цепи нормальной точности типа ПРЛ.
Из таблицы 4.1 предварительно выбрать самую легкую цепь из номенклатуры принятого шага, записать обозначение цепи и ее основные параметры:
- шаг цепи P, мм;
- проекция опорной поверхности шарнира A, мм2;
- разрушающая нагрузка FР, Кн;
- масса одного погонного метра цепи q, кг.
Из таблицы 4.2 для выбранной цепи при n1 об/мин интерполяцией определить допускаемое удельное давление в шарнире из условия износостойкости [p]0 Мпа.
По таблице 4.3 проверим скоростной режим передачи. Для выбранного шага рекомендуемая частота – nрек, предельное значение – nпр об/мин. Если частота вращения малой звездочки рассчитываемой передачи больше рекомендуемой, но меньше предельной, в конструкции следует предусмотреть повышенную точность изготовления звездочек и сборки передачи, а также качественную смазку в виде регулярной картерной. Выше предельной скорости работа не допускается, в этом случае следует изменить частоту вращения ведущей звездочки.
5. Определение межосевого расстояния, если оно не задано, из интервала
a=(30...50)P.
где P - выбранный шаг цепи, мм.
5.Определение коэффициента эксплуатации (табл. 4.4)
Кэ= Кд× Ка× Кн× Крег× Ксм× Креж ×Кт .
6.Допускаемое окружное усилие из условия износостойкости
Н.
Коэффициент рядности mр выбрать из таблицы 4.7.
Допускаемый момент на малой звездочке
Нм.
Должно соблюдаться следующее условие износостойкости
T1< [T1].
При несоблюдении указанного условия, следует выбрать более тяжелую цепь того же шага, если таковая есть в номенклатуре. В противном случае можно выбрать многорядную цепь того же шага или перейти на другой шаг. Не следует допускать и значительное (в 2 и более раз) превышение допускаемого момента. В этом случае можно исследовать возможность использования цепи с меньшим шагом.
При отрицательном результате проверки в предыдущем пункте и выборе другой цепи, вернуться к пункту 4 и повторить расчет.
7. Геометрия передачи
Делительный диаметр звездочек
.
Число звеньев цепи
.
Число звеньев должно быть целым, желательно четным, чтобы не применять изогнутых соединительных звеньев.
Уточнение межосевого расстояния
.
Для обеспечения провисания цепи межосевое расстояние следует уменьшить на (0,002...0,004)×a. Таким образом, при монтаже передачи межосевое расстояние aмонт следует выдержать в размере
aмонт=(0,998...0,996)×a, мм.
8.Проверка средней скорости
м/с.
При отрицательном результате проверки изменить частоту вращения ведущей звездочки соответствующим выбором двигателя и передаточного отношения, после чего пересчитать, начиная с пункта 1.
9.Проверка по числу ударов звеньев в сек. (табл.4.5)
1/с.
При отрицательном результате проверки следует увеличить межосевое расстояние.
10.Определение натяжения ведущей ветви цепи и нагрузки на валы
F1= Ft + Fq + FV.
Окружное усилие
Н.
Натяжение ветви от ее провисания
Fq= Kf ×a×q×g ,
где Kf - коэффициент провисания:
для горизонтальной передачи Kf=6;
для передачи, наклоненной под 400 к горизонту
Kf=3;
для вертикальной передачи Kf=1.
a-межосевое расстояние в метрах;
q-погонная масса цепи в кг/м;
g-ускорение свободного падения в м/с2.
Натяжение ветви от центробежных сил
FV= q×V 2, Н.
Нагрузка на валы
Fвал=1,1×F1 , Н.
11.Проверка статической прочности цепи (табл.4.6).
Коэффициент запаса статической прочности
.
При несоблюдении указанного условия, следует выбрать более тяжелую цепь того же шага, если таковая есть в номенклатуре. В противном случае можно выбрать многорядную цепь того же шага или перейти на другой шаг.
Таблица 4.1
| Обозначение цепи | Шаг цепи, мм | Диа- метр валика d, мм | Длина втулки B, мм | Проекция опор- ной по- верхности шарнира A, мм | Разру- шаю- щая нагруз- ка, Fр, кН | Мас- са 1м цепи q, кг, кг/м |
| ПР-8-460 | 8,00 | 2,31 | 4,77 | 11,0 | 4,60 | 0,20 |
| ПР-9,525-910 | 9,525 | 3,28 | 8,53 | 28,0 | 9,10 | 0,45 |
| ПР-12,7-900-1 | 12,7 | 3,66 | 4,9 | 17,9 | 9,00 | 0,30 |
| ПР-12,7-900-2 | 12,7 | 3,66 | 5,8 | 21,0 | 9,00 | 0,35 |
| ПР-12,7-1820-1 | 12,7 | 4,45 | 8,9 | 40,0 | 18,2 | 0,65 |
| ПР-12,7-1820-2 | 12,7 | 4,45 | 11,3 | 50,0 | 18,2 | 0,75 |
| 2ПР-12,7-3200* | 12,7 | 4,45 | 11,3 | 32,0 | 1,35 | |
| ПР-15,875-2270-1 | 15,875 | 5,08 | 10,78 | 55,0 | 22,7 | 0,80 |
| ПР-15,875-2270-2 | 15,875 | 5,08 | 13,95 | 71,0 | 22,7 | 1,0 |
| 2ПР-15,875-4500* | 15.875 | 5,08 | 13,95 | 45,0 | 1,85 | |
| ПР-19,05-3180 | 19,05 | 5,96 | 17,75 | 31,8 | 1,9 | |
| 2ПР-19,05-6400* | 19,05 | 5,96 | 17,75 | 64,0 | 2,9 | |
| ПР-25,4-5670 | 25,4 | 7,95 | 22,61 | 56,7 | 2,6 | |
| 2ПР-25,4-11400* | 25,4 | 7,95 | 22,61 | 5,01 | ||
| ПР-31,75-8850 | 31,75 | 9,55 | 27,46 | 88,5 | 3,8 | |
| 2ПР-31,75-17700* | 31,75 | 9,55 | 27,46 | 7,31 | ||
| ПР-38,1-12700 | 38,1 | 11,12 | 35,46 | 127,0 | 5,5 | |
| 2ПР-38,1-25400* | 38,1 | 11,12 | 35,46 | 11,0 | ||
| ПР-44,45-17240 | 44,45 | 12,72 | 37,19 | 172,4 | 7,5 | |
| 2ПР-44,45-34400* | 44,45 | 12,72 | 37,19 | 14,36 | ||
| ПР-50,8-22680 | 50,8 | 14,29 | 45,21 | 226,8 | 9,7 | |
| 2ПР-50,8-45400* | 50,8 | 14,29 | 45,21 | 19,1 | ||
| Цепи, отмеченные звездочкой, - двухрядные. Без звездочки - однорядные. |
Таблица 4.2
| Шаг P, мм | [p]0, Мпа при частоте вращения малой звездочки, об/мин | |||||||||||
| 12,7...15,875 | 31,5 | 28,5 | 22,5 | 18,5 | 16,5 | - | ||||||
| 19,05...25,4 | 23,5 | 17,5 | - | - | - | - | ||||||
| 31,75...38,1 | 18,5 | 16,5 | - | - | - | - | - | |||||
| 44,45...50,8 | 17,5 | - | - | - | - | - | - | - |
Таблица 4.3
| Тип цепи | Частота вращения малой звездочки | ||||||||||
| ПР, ПРЛ | Шаг | 9,525 | 12,7 | 15,875 | 19,05 | 25,4 | 31,75 | 38,1 | 44,4 | 50,8 | |
| Рекомен-дованная до nрек | |||||||||||
| Предель- ная до nпр | |||||||||||
| В случае nрек£n1£nпр необходима повышенная точность изготовления звездочек, точность монтажа и обильная смазка. |
Таблица 4.4
| Коэф- фици- ент | Наименование | Условия | Значение коэффи- циента |
| Kд | Коэффициент динамичности нагрузки | Спокойная нагрузка Нагрузка с толчками При сильных ударах | 1,0 1,2...1,5 1,8 |
| Ka | Коэффициент межосевого расстояния | a=(30...50)×P a<30×P a>50×P P - шаг цепи в мм | 1,0 1,25 0,9 |
| Kн | Коэффициент наклона передачи к горизонту | Угол наклона y<450 Угол наклона y>450 | 1,0
0,15 
|
| Kрег | Коэффициент регулировки натяжения ветвей передачи | Изменением межосевого расстояния С натяжной звездочкой Без регулировки | 1,0 1,1 1,25 |
| Kсм | Коэффициент смазки | В масляной ванне Регулярная капельная Периодическая | 0,8 1,0 1,5 |
| Креж | Коэффициент режима | Односменная работа Двухсменная работа Трехсменная работа | 1,0 1,25 1,45 |
| Кт | Коэффициент температуры окружающей среды | -25<T0£150 Другие условия | 1,0 >1,0 |
Таблица 4.5
| Тип цепи | Допускаемое число ударов шарнира в сек. [Uуд] при шаге цепи P, мм | |||||||
| Шаг | £12,7 | 15,875 | 19,05 | 25,4 | 31,75 | 38,1 | 44,45 | 50,8 |
| Роликовая, втулочная |
Таблица 4.6
| Шаг цепи | Допускаемый запас статической прочности цепи [K] при частоте вращения малой звездочки n1 об/мин | ||||||||||
| до50 | |||||||||||
| 12,7... 15,875 | 7,8 | 8,5 | 9,3 | 10,2 | 11,7 | 13,2 | 14,8 | 16,3 | |||
| 19,05... 25,4 | 8,2 | 9,3 | 10,3 | 11,7 | 12,9 | 16,3 | - | - | - | ||
| 31,75... 38,1 | 8,5 | 10,2 | 13,2 | 14,8 | 16,3 | 19,5 | - | - | - | - | |
| 44,45... 50,8 | 9,3 | 11,7 | 16,3 | - | - | - | - | - | - |
Таблица 4,7
| Число рядов цепи | |||
| Коэффициент рядности цепи mр | 1,7 | 2,5 |
Алгоритм №5
расчётаплоскоремённой передачи
В техническом задании должно быть указано:
- машина, к которой осуществляется привод;
- передаваемая мощность или крутящий момент и частота вращения;
- передаточное отношение;
- расположение передачи в пространстве;
- число смен в сутки работы передачи.
Пункты алгоритма расчета
1.Подготовка расчётных параметров.
2.Ориентировочное определение диаметра малого шкива и скорости ремня.
3.Выбор типа ремня, его толщины; уточнение диаметра малого шкива из условия обеспечения долговечности.
4.Расчёт плоской геометрии.
5. Проверка долговечности ремня по числу пробегов в секунду
6.. Определение допускаемых полезных напряжений, по ним определение ширины ремня из условия обеспечения тяговой способности.
7. Определение максимальных напряжений в ведущей ветви ремня.
8. Определение натяжения ветвей передачи и сил, действующих на валы и опоры.
9. Определение долговечности передачи.
Расчёт
1.Подготовка расчётных данных.
1.1. Момент на валу ведущего малого шкива
Нм. (1)
2.Ориентировочное определение диаметра малого шкива.
мм. (2)
P1 – мощность на ведущем шкиве, квт.
По формуле (2) подсчитать диапазон диаметров, соответствующий числовым коэффициентам.
Окружная скорость
м/с. (3)
В формулу (3) следует подставлять диапазон диаметров малого шкива d1, мм.
3.Выбор типа ремня, его толщины; уточнение диаметра малого шкива из условия обеспечения долговечности.
3.1 По скорости предварительно выберем ремень резинотканевый из бельтинга (специальная техническая ткань) многослойный типа Б-820. Эти ремни существуют трех типов:
тип А – нарезные ремни с резиновыми прослойками между всеми слоями, применяется при скоростях до 20…30 м ¤с;
тип Б – послойно завернутые ремни как с резиновыми прослойками между слоями, так и без них при скоростях более 15 м ¤с;
тип В – спирально завернутые без резиновых прослоек между слоями при скорости менее 15 м ¤с.
3.2 Из диапазона диаметров (2) выбрать значение диаметра малого шкива d1 и согласовать его со стандартом (табл.5.1).
3.3 По таблице 5.2 по диаметру малого шкива выбрать число слоев i.
3.4 Для выбранного типа ремня из таблицы 5.3 принять значение толщины одного слоя ремня D. Тогда толщина ремня
d = D×i.
Вычисленную толщину ремня следует проверить по условию обеспечения долговечности:
рекомендуется
, (4)
допускается
. (5)
Если соотношения (4) и (5) не выполняются, следует изменить диаметр малого шкива и повторить расчет с начала пункта 3.
4. Расчет плоской геометрии.
4.1 Диаметр ведомого шкива
, (6)
где x - коэффициент скольжения ремня по шкиву. Для плоскоремённой передачи он равен 0,01.
По таблице 5.1 принять ближайшее значение d2.
4.2 Уточнить передаточное число
. (7)
Отклонение
. (8)
4.3. Вычислить межосевое расстояние.
Оптимальным считается межосевое расстояние
. (9)
Проверка межосевого расстояния по углу обхвата на малом шкиве
(10)
где
. (11)
4.4.Длина ремня.
(12)
где
(13)
Примечание: в передаче с натяжным роликом угол охвата на малом шкиве и длина ремня определяется графически по вычерченной в масштабе схеме передаче. Диаметр натяжного ролика определяется по соотношению
dрол = 0,8d1.
5. Проверить длину ремня по числу пробегов ремня в секунду
. (14)
Скорость подсчитать по выбранному диаметру малого шкива по формуле (3). Длина подставляется в м.
При несоблюдении условия (14), следует увеличить межосевое расстояние и вернуться к формуле (10).
6. Определение допускаемых полезных напряжений, по ним определение ширины ремня из условия обеспечения тяговой способности.
6.1. Приведенные полезные напряжения
, (15)
где W и w – вспомогательные коэффициенты. Для прорезиненных ремней с напряжениями предварительного натяжения s0 = 1,8 Мпа
W = 2,5; w = 10. (16)
6.2. Коэффициент, учитывающий угол наклона межосевой линии к горизонту C0. Выбирается из таблицы 5.4.
6.3. Коэффициент, учитывающий угол обхвата
Ca = 1 – 0,003(180 - a10). (17)
6.4. Коэффициент, учитывающий окружную скорость
Cv = 1,05 – 0,0005V 2 . (18)
6.5. Коэффициент, учитывающий режим работы и динамичность нагрузки Cр. Выбирается из таблицы 5.5.
6.6. Допускаемые полезные напряжения
. Мпа (19)
6.7. Окружное усилие
Н. (20)
6.8. Ширина ремня
мм. (21)
По таблице 5.3 в соответствии с выбранным типом ремня принять ближайшее большее значение ширины ремня b.
7. Определение натяжения ветвей передачи и сил, действующих на валы и опоры.
7.1. Принять напряжение предварительного натяжения
s0 = 1,8 Мпа. (22)
7.2. Полезные напряжения
Мпа. (23)
7.3. Напряжения изгиба на малом шкиве
Мпа, (24)
где E =80…120 Мпа – модуль продольной упругости.
7.4. Напряжения от действия центробежных сил
Мпа, (25)
где q – плотность материала ремня, для прорезиненного ремня
q = 1100…1200 кг¤м. (26)
7.5. Максимальные напряжения в ведущей ветви ремня
Мпа. (27)
8. Определение натяжения ветвей передачи и сил, действующих на валы и опоры.
8.1. Предварительное натяжение
Н. (28)
При монтаже передачи один из шкивов следует сместить в сторону увеличения межосевого расстояния с усилием 2F0.
8.2. Натяжение от окружного усилия
, Н. (29)
8.2. Натяжение ведущей ветви
, Н. (30)
8.3. Натяжение ведомой ветви
, Н. (31)
8.4. Усилие, действующее на валы и опоры передачи
, Н . (32)
9. Определить долговечность ремня
, час, (33)
где sN - предел выносливости материала ремня. Для плоских прорезиненных ремней с прослойками sN = 6 Мпа, без прослоек sN = 7 Мпа.
smax – максимальные напряжения в ремне (27).
m – степень кривой усталости. Для плоских прорезиненных ремней m = 5.
CU – коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на долговечность ремня в зависимости от напряжений изгиба. Этот коэффициент выбирается из таблицы 5.6.
Cн – коэффициент переменности режима работы передачи. При постоянной нагрузке Cн = 1, при переменной нагрузке Cн = 1,8.
n - число пробегов ремня в секунду по формуле (14).
Если число часов по формуле (33) получилось менее 2000, следует внести конструктивные изменения:
1. Увеличить диаметр малого шкива. При этом уменьшится напряжение изгиба, следовательно, и суммарное напряжение;
2. Увеличить межосевое расстояние. При этом уменьшится число пробегов ремня в секунду;
3. При невозможности увеличения радиальных размеров (диаметров и межосевого расстояния) можно увеличить ширину ремня. При этом уменьшатся полезные напряжения, и, следовательно, уменьшатся суммарные напряжения.
Таблица 5.1.
Ряд стандартных диаметров шкивов
| 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600. |
Таблица 5.2.
Соотношение числа слоев и диаметра малого шкива для прорезиненных ремней из бельтинга Б-820
| Число слоев i | Диаметр малого шкива d1, мм | |
| Рекомендуемый | Допускаемый | |
Таблица 5.3.
Ремни прорезиненные из бельтинга типа Б-820
| Ширина ремня, b, мм | Число слоев i | ||||
| Тип ремня | Тип ремня | ||||
| А | Б | В | А | Б | В |
| - | 20,25,30,40,45 | 20,25,30,40 | - | ||
| 20,25,30,40,45,50,60,(65),70,75 | - | 50,60,(65),70,75 | 3…5 | - | 3…5 |
| 80,85,90,100 | - | 80,85,90,100 | 3…6 | - | 3…6 |
| (115),(120),125, 150,(175),200 | 150,200 | 125,150,200,250 | 4…6 | 4…6 | 4…6 |
| Толщина одного слоя D, мм | |||||
| с резиновой прослойкой | 1,5 | 1,5 | - | ||
| без резиновой прослойки | 1,25 | 1,25 | 1,25 | ||
| Примечание: ремни с резиновой прослойкой более гибкие. |
Таблица 5.4.
Значения коэффициента C0
| Тип передачи | Угол наклона к горизонту, град. | ||
| 0…60 | 60…80 | 80…90 | |
| Периодически регулируемая | 0,9 | 0,8 | |
| Автоматически регулируемая |
Таблица 5.5.
Значения коэффициента режима работы и динамичности нагрузки Cр при односменной работе
| Характер нагрузки | Тип машины | Cр |
| Спокойная нагрузка. Пусковая нагрузка до 120% номинальной | Электрические генераторы. Вентиляторы. Ленточные транспортеры. Токарные, сверлильные, шлифовальные станки. | 1,0 |
| Умеренные колебания нагрузки. Пусковая нагрузка до 150% номинальной. | Пластинчатые транспортеры. Станки- автоматы. Фрезерные станки. | 0,9 |
| Значительные колебания нагрузки. Пусковая нагрузка до 200% номинальной. | Реверсивные приводы. Строгальные и долбежные станки. Транспортеры винтовые и скребковые. Винтовые и эксцентриковые прессы с тяжелым маховиком. | 0,8 |
| Весьма неравномерная и ударная нагрузка Пусковая нагрузка до 300% номинальной. | Подъемники, экскаваторы. Винтовые и эксцентриковые прессы с легким маховиком. Ножницы, молоты, бегуны, мельницы. | 0,7 |
| Примечание: при двухсменной работе коэффициент Ср уменьшить на 0,1; при трехсменной работе коэффициент Ср уменьшить на 0,2. |
Таблица 5.6.
Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на долговечность ремня в зависимости от напряжений изгиба.
| Передаточное число U | 1,26 | 1,41 | |||
| CU | 1,3 | 1,4 | 1,7 | 1,9 |
Алгоритм №6
расчета клиноременной передачи
Для расчета клиноременной передачи привода в техническом задании должно быть задано:
- к какой машине проектируется привод;
- мощность на входе P1 или на выходе P2 ;
- частота вращения входного n1 или выходного n2 вала;
- передаточное число U;
- угол наклона передачи j;
- число смен работы в сутки.
Пункт 1. Подготовка расчетных параметров.
Определить параметры, необходимые для расчета крутящего момента на ведущем шкиве. Определить крутящий момент на валу ведущего шкива.
. (1)
Пункт 2. Выбор профиля сечения ремня его геометрии и минимального значения диаметра малого шкива.
2.1. По таблице 6.1 по крутящему моменту на валу ведущего шкива выбрать 2...3 профиля, для которых параллельно провести расчеты.
2.2. В первом приближении принять диаметр малого шкива d1 равным минимальному значению из таблицы 6.1.
2.3. Проверить диаметр по скорости ремня
м/с. (2)
Пункт3. Расчёт плоской геометрии.
3.1.Определение диаметра второго шкива:
(3)
где x - коэффициент упругого скольжения под полной нагрузкой. Для клиноремённой передачи x=0,02.
Диаметр округлить по ряду предпочтительных чисел R40 (табл.6.2) .
3.2. Уточнить передаточное число
(4)
и вычислить отклонение передаточного числа от номинала
(5)
где 
- передаточное число по техническому заданию.
3.3.Определить межосевого расстояния.
Минимально допустимое межосевое расстояние
amin=0,55×(d1+d2)+h . (6)
При меньшем значении шкивы будут задевать друг друга.
Оптимальное значение межосевого расстояния определяется в зависимости от U (табл.6.3)
. (7)
3.4. Определить длину ремня по нейтральному слою (на рисунке профиля - по уровню штрих-пунктирной линии)
(8)
где
(9)
Длину ремня следует принять по стандарту (табл.6.4)
Из стандарта выбираем ближайшую большую длину.
По стандартной длине вычислить межосевое расстояние
(10)
Для возможности надевания ремня на шкивы следует предусмотреть уменьшение межосевого расстояния на величину 0,015L, то есть уменьшенное значение
a1 = a - 0,015L . (11)
Полученное значение следует сравнить с минимальным межосевым расстоянием, должно быть
a1 >amin. (12)
Для компенсации вытяжки ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 0,03L, то есть
a2 = a + 0,03L. (13)
При проектировании привода следует предусмотреть возможность перемещения натяжного устройства на величину
. (14)
Проверка угла обхвата на малом шкиве
(15)
Пункт 4. Определение числа ремней по тяговой способности с учетом долговечности.
4.1.Допускаемые приведённые полезные напряжения для передачи с ремнями нормальных сечений:
(16)
для ремней узких сечений
(17)
где n - число пробегов ремня в секунду
(18)
de - эквивалентный диаметр малого шкива
(19)
(20)
4.2.Допускаемые полезные напряжения
(21)
Коэффициент угла обхвата на малом шкиве
Коэффициент режима Cр: при односменной работе Cp=1, при двухсменной работе Cр=0,87, при трехсменной работе Cр=0,72.
, (23)
. (24)
4.3.Окружное усилие
(25)
4.4.Число ремней
, (26)
где A - площадь поперечного сечения одного ремня;
CZ- коэффициент неравномерности загрузки ремней. Предварительно его можно принять 0,95, окончательно он выбирается после определения числа ремней (табл.6.5) с последующим уточнением Z.
Пункт 5. Оптимизация параметров.
За критерий оптимизации примем межосевое расстояние.
Как было отмечено ранее, оптимальным межосевое расстояние будет тогда, когда оно согласовано с передаточным числом и диаметром ведомого шкива. Обозначим
, (27)
и выберем этот коэффициент из таблицы 6.3.
Выразим через этот коэффициент диаметр шкива d2 и определим его значение
. (28)
По ряду R40 (табл.6.2) принять значение d2.
Диаметр малого шкива
. (29)
По ряду R40 (табл.6.2) принять значение d1.
Уточнить передаточное отношение U и сравнить его отклонение DU% с допускаемым (пункт 3.2).
Уточнить оптимальное значение межосевого расстояния
. (30)
и его минимальное значение (пункт 3.3).
Уточнить скорость движения ремня и повторить расчет, начиная с пункта 3.4.
Пункт 6. Анализ вариантов.
Сравнить габаритный размер вдоль межосевого расстояния
G= dср + a + h. (31)
Сравнить напряжения изгиба в ремне на малом шкиве
. (32)
Модуль упругости ремня можно принять E=400 Мпа. Значение y0 берется из таблицы 6.1.
Пункт 7. Натяжение ветвей передачи, силы, действующие на валы и опоры передачи.
7.1.Предварительное натяжение
. (33)
Напряжение предварительного натяжения для клиноремённой передачи с нормальным ремнем принимается в пределах s0 =1,2...1,5 Мпа, с узким ремнем – 3…3,5 Мпа.
7.2.Натяжение ведущей ветви
. (34)
7.3.Натяжение ведомой ветви
. (35)
7.4.Сила, действующая на валы и опоры передачи
(36)
где 
. (37)
Пункт 8. Расчёт геометрии шкивов.
Геометрия и конструкция шкивов представлена в [1].
Литература
1. Д.Н. Решетов Детали машин. М., 1989.
2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин. М.,2003.
Таблица 6.1
| Обозначе- ние профиля | bр, мм | b0, мм | h, мм | y0, мм | A, мм2 | dmin, мм | T1, Нм |
| О | 8,5 | 2,1 | <25 | ||||
| А | 2,8 | 11...70 | |||||
| Б | 10,5 | 4,0 | 40...190 | ||||
| В | 13,5 | 4,8 | 110...550 | ||||
| Г | 6,9 | 450...2000 | |||||
| Д | 23,5 | 8,3 | 1100...4500 | ||||
| Е | >2200 | ||||||
| УО | 8,5 | <150 | |||||
| УА | 2,8 | 90...400 | |||||
| УБ | 3,5 | 300...2000 | |||||
| УВ | 4,8 | >1500 | |||||
A-площадь поперечного сечения ремня.
dmin-минимально допустимый диаметр малого шкива.
Ремни О...Е – нормальных сечений.
Ремни УО...УВ-узких сечений.
|
Таблица 6.2.
Ряд стандартных чисел R40
Таблица 6.3
| U | 6 и более | |||||
| Ka= aопт ¤ d2 | 1,5 | 1,2 | 0,95 | 0,9 | 0,85 |
Таблица 6.4