При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремня необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния.
Следующий параметр – угол обхвата ремнем ведущего шкива:
.
Угол обхвата шкива должен быть не менее 120 градусов.
Для окончательного подбора ремня необходимо знать скорость ремня, определяемую по формуле:
,
где d1 и n1 – - соответственно диаметр ведущего вала и его частота вращения.
Скорость ремня не должна превышать 40 м/с. Руководствуясь скоростью ремня, по Приложению Д определяется допускаемая приведенная мощность [ Р ], передаваемая поликлиновым ремнем с десятью клиньями. Затем определяется требуемое число клиньев поликлинового ремня:
,
где Р0 – номинальная мощность двигателя (кВт);
Сz – коэффициент запаса, принимаемый из диапазона 1,1-1,2.
Число клиньев округляется до ближайшего целого значения в большую сторону.
Последний параметр ПКРП – сила давления ремня на вал, определяемая по формуле:
,
где А - площадь поперечного сечения ремня (см. Приложение Е);
σ -допускаемое напряжение, принимаемое равным 2-2,5 Н/мм2.
6. Расчет валов автоматической коробки скоростей
Входные валы АКС воспринимают нагрузку от крутящего момента двигателя и радиальной или осевой (в случае косозубой передачи) силы, действующей в зацеплении. Промежуточные валы испытывают более сложную систему нагрузок, поскольку на промежуточном валу может находиться в зацеплении две пары зубчатых колес.
Шпиндельный вал является самым сложнонагруженным. Помимо крутящего момента и сил в зацеплении, вал шпинделя воспринимает нагрузки, возникающие в результате действия сил резания. Поэтому метод расчета шпиндельного вала отличается от расчета обычных валов. Обязательным для шпиндельного вала является проверочный расчет на жесткость.
Расчет валов целесообразно начать с определения сил, действующих в зацеплении. Расчетные формулы для определения сил представлены в таблице 3. В формулы для определения сил входят следующие величины:
α – угол зацепления, принимаемый равным 20 градусов;
T – крутящий момент на валу (Н*м);
d – делительный диаметр колеса (мм);
β – угол наклона зубьев (для косозубых передач).
Таблица 3
Силы, действующие в зубчатом зацеплении
На следующем этапе расчета определяется минимально допустимый диаметр для сплошного вала и минимально допустимая площадь поперечного сечения для шпиндельного вала:
где Т - крутящий момент на i- ом валу;
[τ]- допускаемое напряжение кручения. Принимается равным 20 Мпа.
Найденное значение минимального диаметра округляют в большую сторону до стандартного размера (Приложение В). Стандартный минимальный диаметр принимают в качестве диаметра входной ступени вала (для крепления полумуфты или шкива ременной передачи), если конструируется входной вал, и в качестве диаметра ступеней под установку подшипников, если конструируется промежуточный вал. Диаметры последующих ступеней вала определяются по стандартному ряду размеров (Приложение В).