где – для кожаных и резинотканевых ремней, принимаем .

Напряжение от центробежной силы [3, с.125]:



где - плотность ремня.

Максимальное напряжение в сечении ремня [3, с.125]:



Условие выполнено.

Рабочий ресурс ремней [3, с.136]:



где - базовое число циклов. Для выбранного сечения ремня [3, с.136];

- предел выносливости (для клиновых ремней [3, с.139];
- коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения [3, с.124]:



- при постоянной нагрузке.


4 Выбор муфт

4.1 Общие рекомендации

В проектируемых приводах применяют неуправляемые компенсирующие разъемные муфты в стандартном исполнении.

Для соединения выходных концов вала двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применяют упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применяют зубчатые муфты, цепные муфты и муфты с торообразной оболочкой. Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную не соосность валов. Кроме того, к ним не предъявляются требования малого момента инерции.

---

Применяемые муфты обеспечивают надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых , радиальных и угловых смещений.

Однако при расчете опорных реакций в подшипниках следует учитывать действие со стороны муфты силы , вызванной радиальным смещением валов (исключением являются муфты с торообразной оболочкой). Угловые смещения валов незначительны и нагрузку, вызванную ими на валы и опоры, можно не учитывать.

4.2. Определение расчетного момента и выбор муфты

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент , Н·м, установленный стандартом (см. К21…К26) [1]. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту , Н·м, который не должен превышать значение номинального момента:

,

где – коэффициент режима нагрузки [1, с. 251]; – вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н·м, (см. таблицу 1).

В проектируемом приводе муфта соединяет звездочку тяговую и тихоходный вал редуктора (закрытой червячной передачи). Поэтому в соответствии с пунктом 4.1 выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту. Муфта передает крутящий момент Н·мм.

Диаметр должен находиться в интервале значений:

,

где – диаметр участка под муфту тихоходного вала

---

. (4.1)

Для машин с небольшими разгоняемыми массами и при спокойной работе (приводы конвейеров, испытательных установок). Для машин со средними разгоняемыми массами и переменной нагрузкой (поршневые компрессоры, строгальные станки, мельницы) . Для машин с большими разгоняемыми массами и ударной нагрузкой (молоты, прокатные станы, шаровые мельницы) [1. с. 251].

В соответствии с указанными рекомендациями для проектируемого привода цепного конвейера принимаем .

.

По найденным значениям мм (с учетом условия (4.1)) и Н·м по таблице К21 [1, с. 422] выбираем муфту с посадочным диаметром мм и номинальным вращающим моментом Н·м.

4.3 Определение нагрузки от муфты

Для упругих втулочно-пальцевых муфт нагрузка на валы , Н, определяется по формуле

,

г де – радиальное смещение, мм (см. таблицу К21 [1, с. 422]; – радиальная жесткость муфты, МПа, [1, с. 273 – 274], зависит от диаметра посадочного места полумуфты; для промежуточных значений диаметров значение определяется методом линейной интерполяции (рисунок 4.1):
;
.

.

---

5 Нагрузки валов редуктора

5.1 Общие положения

Валы редукторов испытывают в основном два вида деформации – изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

5.2 Нагрузки, действующие на валы редуктора

Значения нагрузок, действующих на валы редуктора и определенных по пунктам 2.5, 3.2.6 и 4.3, сводим в таблицу 4.


Таблица 4 – Нагрузки на валы редуктора

Элемент привода	Нагрузка, Н
	Обозначение	Значение
Червячная передача		8266,5
		1633,25
		3008,75
Клиноременная передача		1230,5
Муфта		2775

---

5.3. Силовая схема нагружения валов редуктора

Силовая схема нагружения валов позволяет определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и муфты, реакций в подшипниках, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.

В дальнейшем силовая схема упрощает составление расчетных схем валов редуктора для определения реакций в опорах, построения эпюр изгибающих и крутящих моментов и проведения проверочных расчетов подшипников качения и валов на прочность.


Рисунок 5.1 – Силовая схема нагружения валов червячного редуктора


6 Разработка чертежа общего вида редуктора

6.1 Общие положения

Разработка чертежа общего вида редуктора начинается

• 
  с предварительного расчета валов редуктора на прочность (определяются предварительные размеры диаметров и длин участков вала);
  
• 
  выбора типоразмера подшипника.
  

Валы редуктора испытывают сложное сопротивление: деформации изгиба и кручения. На данном этапе проектирования неизвестны длины участков вала (невозможно учесть деформацию изгиба при расчете на прочность), виды и расположение концентраторов напряжения. Поэтому на данном этапе проектирования проводится предварительный расчет на статическую прочность валов редуктора только с учетом деформации кручения, который является условным (приближенным). Деформацию изгиба косвенно учитывают занижением допускаемых касательных напряжений . Допускаемые касательные напряжения принимают МПа: меньшие значения – обычно для быстроходных валов, а большие значения – для тихоходных.

Заканчивается данный раздел разработкой эскизной компоновки редуктора, которая позволяет составить расчетные схемы валов и провести уточненный расчет на прочность, а также проверить правильность выбора подшипников по динамической грузоподъемности.

6.2 Выбор типа подшипников

---

Смотрите также файлы

• Начисление заработной платы.docx

• Архитектура как образ жизни.docx

• Ануфриев Максим Викторович.docx

• Томас Эдисон история успеха гениального изобретателя и бизнесмена.docx

• Роль ферментов микроорганизмов в пищевой промышленности.docx