курсовой проект механика
.pdf
Число зубьев большего шкива
zш2 = zш1 u = 22 2,296 = 50,512.
Округляем до целого числа zш2 = 50 и уточняем фактическое передаточное число:
uф zш2 50 2,273; zш1 22
u |
|
uф u |
100 % |
2,273 2,296 |
100 % 1 %; |
|
|
u |
2,296 |
|
|||
|
|
|
|
|
||
u 3 % – условие выполняется.
Диаметры делительных окружностей шкивов
d1 m zш1 7 22 154мм; d2 m zш2 7 50 350мм.
Окружная скорость ремня
υd1 n1 154 731,25 5,896 м/с. 60 1000 60 1000
Расчетная окружная сила, передаваемая ремнем:
Ft 1000 Pp 1000 12,4 2103,12 Н. υ 5,896
Число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с малым шкивом:
z0 zш1 1 , 360
где 180 57 d2 d1 – угол охвата шкива ремнем;
1 |
|
|
|
а – межосевое расстояние, которое, если не задано, выбирается |
|
из рекомендуемого промежутка: |
|
101
– для ремней с 1 m 5 мм
аmin = 0,5 (d1 + d2) + 2m;
–для ремней с m = 7 мм и m = 10 мм
аmin = 0,5 (d1 + d2) + 3m = 0,5 (154 + 350) + 3 7 = 273 мм;
аmax = 2 (d1 + d2) = 2 (154 + 350) = 1008 мм.
Выбираем а = 800 мм.
1 180 57 350 154 166 ; 800
z0 22 166 10,14; 360
z0 6 – условие выполняется.
Удельная окружная сила, передаваемая ремнем:
Fty = [F]0 Cu Cz Cн ,
где [F]0 – допускаемая удельная окружная сила, передаваемая ремнем шириной 1 мм; определяется по табл. 8.3;
Cu – коэффициент, учитывающий передаточное отношение (вводится только для ускоряющих передач);
Сz – коэффициент, учитывающий число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с меньшим шкивом; при z0 6 Cz = 1, при
z0 < 6 Cz = 1 – 0,2 (6 – z0);
Сн – коэффициент, учитывающий применение натяжного ролика; при одном ролике внутри контура передачи Сн = 0,9, при двух – Сн = 0,8; при наличии ролика снаружи контура передачи – Сн = 0,7.
Fty = 32 1 1 1 = 32 H/мм.
Таблица 8.3
m, мм |
1,0 |
1,5 |
2,0 |
3,0 |
4,0 |
5,0 |
7,0 |
10,0 |
[F]0, Н/мм |
2,5 |
3,5 |
5,0 |
9,0 |
25 |
30 |
32 |
42 |
102
Ширина ремня |
|
|
||
b/ |
|
Ft |
, |
|
F |
qυ2 |
|||
|
|
|||
|
ty |
|
|
|
где q – масса 1 м ремня шириной 1 мм, определяется по таблице 8.4.
Таблица 8.4
m, мм |
1,0 |
|
1,5 |
|
|
2,0 |
|
|
3,0 |
|
|
4,0 |
|
5,0 |
|
7,0 |
|
10,0 |
|||||
q 10–3, |
2,0 |
|
2,5 |
|
|
3,0 |
|
|
4,0 |
|
|
6,0 |
|
7,0 |
|
8,0 |
|
11,0 |
|||||
кг/(м мм) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
b/ |
|
|
2103,12 |
|
|
|
|
|
66,3 мм. |
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
32 8 10 3 (5,896)2 |
|
|
|
|
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
Ширина ремня b с учетом коэффициента Сш (табл. 8.5): |
|
||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
b |
b/ |
|
66,3 |
|
57,65 мм. |
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
Cш |
1,15 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 8.5 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
Св. 8 до |
Св. 16 |
|
|
|
|
|
|
Св. 25 |
|
Св. 40 |
Св.65 до |
|
Св. |
|||||||
b/ |
До 8 |
|
16 мм |
25 мм |
|
до 40 мм |
до 65 мм |
100 мм |
|
||||||||||||||
|
до 25 мм |
|
|
100 мм |
|||||||||||||||||||
|
|
|
вкл. |
|
|
|
|
|
|
|
вкл. |
|
вкл. |
|
вкл. |
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
Cш |
0,70 |
|
0,85 |
|
0,95 |
1,00 |
|
|
|
1,05 |
|
1,10 |
1,15 |
|
1,20 |
||||||||
Полученное значение округляется до стандартного (больше расчетного) из табл. 8.6. Принимаем b = 63 мм.
Следует проверить условие b d1.
63 мм < 154 мм – условие выполняется.
Ширина шкива без бортов (рис. 8.3)
B = b + m = 63 + 7 = 70 мм.
103
Рис. 8.3. Основные элементы зубчато-ременной передачи
Таблица 8.6 Стандартные значения ширины зубчатых ремней
Ширина |
|
|
|
Модули ремня, мм |
|
|
|
|||
ремня, мм |
1,0 |
1,5 |
2,0 |
|
3,0 |
4,0 |
|
5,0 |
7,0 |
10,0 |
3,0 |
х |
х |
– |
|
– |
– |
|
– |
– |
– |
4,0 |
х |
х |
– |
|
– |
– |
|
– |
– |
– |
5,0 |
х |
х |
х |
|
– |
– |
|
– |
– |
– |
8,0 |
х |
х |
х |
|
– |
– |
|
– |
– |
– |
10,0 |
х |
х |
х |
|
– |
– |
|
– |
– |
– |
12,5 |
х |
х |
х |
|
х |
– |
|
– |
– |
– |
16,0 |
– |
х |
х |
|
х |
– |
|
– |
– |
– |
20,0 |
– |
х |
х |
|
х |
х |
|
– |
– |
– |
25,0 |
– |
– |
– |
|
х |
х |
|
х |
– |
– |
32,0 |
– |
– |
– |
|
х |
х |
|
х |
– |
– |
40,0 |
– |
– |
– |
|
х |
х |
|
х |
х |
– |
50,0 |
– |
– |
– |
|
х |
х |
|
х |
х |
– |
63,0 |
– |
– |
– |
|
– |
х |
|
х |
х |
х |
80,0 |
– |
– |
– |
|
– |
х |
|
х |
х |
х |
100,0 |
– |
– |
– |
|
– |
х |
|
х |
х |
х |
125,0 |
– |
– |
– |
|
– |
– |
|
– |
х |
х |
160,0 |
– |
– |
– |
|
– |
– |
|
– |
– |
х |
200,0 |
– |
– |
– |
|
– |
– |
|
– |
– |
х |
104
Диаметры вершин зубьев шкивов:
da1 = d1 – 2 + K1; da2 = d2 – 2 – K2,
где – расстояние от впадины зуба до средней линии несущего слоя ремня по ОСТ 3805114–76:
– для m = 1,0; 1,5; |
2 мм |
= 0,4 мм; |
|
– для m = 3,0 и 4,0 мм |
= 0,6 мм; |
|
|
– для m = 5,0; 7,0; |
10,0 мм = 0,8 |
мм; |
|
K1 и K2 – поправки, учитывающие нагрузку и податливость витков металлокорда, мм:
K1 0,2 Fbt zш1;
K2 0,2 Fbt zш2 ;
где – податливость витков металлокорда ремня; определяется по табл. 8.7.
= 11 10–4 мм2/Н;
K1 0,2 2103,12 11 10 4 22 0,16 мм; 63
K2 0,2 2103,12 11 10 4 50 0,367мм; 63
da1 = 154 – 2 0,8 + 0,16 = 152,56 мм;
da2 = 350 – 2 0,8 – 0,367 = 348,033 мм.
Таблица 8.7
m, мм |
1,0 |
1,5 |
2,0 |
3,0 |
4,0 |
5,0 |
7,0 |
10,0 |
10–4 мм2/Н |
7 |
8 |
9 |
14 |
6 |
8 |
11 |
16 |
105
Длина ремня расчетная
|
L 2 (d |
2 |
d ) |
(d2 d1) |
; |
||||
|
|
|
|||||||
|
р |
2 |
1 |
|
4a |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|||
L 2 800 |
(350 154) |
(350 154) |
2391,74 мм. |
||||||
|
|||||||||
р |
2 |
|
|
|
|
4 800 |
|
||
|
|
|
|
|
|
||||
По ОСТ 3805114–76 принимаем Lp = 2462,88 мм (см. примечание к расчету).
Межосевое расстояние при принятой длине ремня
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
a |
|
L |
|
|
(d |
|
d ) |
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
4 |
р |
|
|
2 |
|
2 |
1 |
|
|
|
4 |
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
a |
|
2462,88 |
|
(350 154) |
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
4 |
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
4 |
|
|
|
|
|
|
(d |
|
2 |
2(d |
|
d )2 |
; |
|
||
L |
|
|
d ) |
|
|
||||||||
|
р |
|
2 |
|
|
2 |
1 |
|
|
2 |
1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
2(350 154)2 |
|
|||
2462,88 |
|
(350 154) |
|||||||||||
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
= 417,8 + 412,013 = 829,813 мм.
Сила, действующая на валы передачи:
F |
1000 P |
q υ2 , |
1 |
||
|
||
п |
υ |
|
|
|
где q 2 = F – натяжение ремня шириной в 1 мм от центробежных сил (учитывается при 20 м/с).
Fп 1000 7, 298 1237, 79 Н. 5,896
Примечание.
1.Стандартную длину ремня можно определить, зная число зубьев
ишаг ремня р, которые указаны в ОСТ 3805114–76 (табл. 8.8 и 8.9):
Lp = zp p.
106
Число зубьев ремня должно быть целым. Расчетное число зубьев zp = Lp / p округляется в большую сторону по стандарту до zр.
Таблица 8.8
m, мм |
1,0 |
1,5 |
2,0 |
3,0 |
4,0 |
5,0 |
7,0 |
10,0 |
р, мм |
3,14 |
4,71 |
6,28 |
9,42 |
12,57 |
15,71 |
21,99 |
31,42 |
Таблица 8.9
m, мм |
zр |
|
1,0–3,0 |
40; 42; 45; 48 ;50; 53; 56; 60; 63; 67; 71; 75; 80; 85; 90; |
|
100; 105; 112; 115; 125; 130; 140; 150; 160 |
||
|
||
|
48; 50; 53; 56; 60; 63; 67; 71; 75; 80; 85; 90; 95; |
|
4,0 |
100; 105; 112; 115; 125; 130; 140; 150; 160; 170; |
|
|
180; 190; 200; 210; 220; 235; 250 |
|
5,0 |
48–200 |
|
7,0 |
56–140 |
|
10,0 |
56–100 |
2. Сила предварительного натяжения ремня зависит от величины модуля и характера нагрузок на передачу.
При динамическом режиме работы натяжение ремня рекомендуется принимать 2Q = (0,6–0,8) Ft.
107
9.РАСЧЕТ ПРИВОДА
СКЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
Задание. Подобрать электродвигатель, выполнить кинематический и силовой расчеты привода, расчет клиноременной передачи
(рис. 9.1).
Рис. 9.1. Схема привода конвейера
Исходные данные
1.Тяговое усилие на ленте конвейера Ft = 2,5 кН.
2.Скорость ленты конвейера = 1,65 м/c.
3.Диаметр барабана конвейера D = 250 мм.
4.Общее передаточное отношение привода iобщ = 7,5.
5.Передача нереверсивная, нагрузка постоянная, работа двухсменная.
6.Ресурс привода Lh = 10 000 часов.
108
9.1.Выбор электродвигателя, кинематический
исиловой расчеты привода
Определяем мощность на валу конвейера:
Р3/ = Ft = 2500 1,65 = 4125 Вт = 4,125 кВт.
Определяем частоту вращения валов конвейера:
n / |
60 υ |
|
60 1, 65 |
126,05 мин 1. |
|
|
|||
3 |
d |
|
0, 25 |
|
|
|
|||
Определяем общий КПД привода:
общ = 1 2 3 ( 4)3 = 0,95 0,98 0,98 (0,995)3 = 0,899,
где 1 = 0,95 – КПД клиноременной передачи;2 = 0,98 – КПД зубчатой цилиндрической передачи;3 = 0,98 – КПД муфты;4 = 0,995 – КПД пары подшипников.
Требуемая мощность электродвигателя
Ртр |
P / |
|
4,125 |
4,59кВт. |
||
3 |
|
|
||||
общ |
0,899 |
|||||
|
|
|
||||
Требуемая частота вращения вала электродвигателя
nтр = n3/ iобщ = 126,05 7,5 = 945,4 мин–1.
По табл. 3.3 выбираем электродвигатель 4А112МВ6, у которого
Рном = 5,5 кВт, nсинхр = 1000 мин–1, nасинхр = 950 мин–1.
Уточняем общее передаточное отношение привода:
i |
|
nасинхр |
|
950 |
7,537. |
|
n / |
|
|
||||
общ |
|
|
126, 05 |
|
||
|
|
III |
|
|
|
|
109
Назначаем передаточные числа передач. Для цилиндрической зубчатой передачи выбираем uцп = 5,0, тогда uрп = 7,537 / 5,0 = 1,51.
Выполняем кинематический и силовой расчеты привода. Определяем мощности на валах:
Р1 = Ртр = 4,59 кВт;
Р2 = Р1 1 4 = 4,59 0,95 0,995 = 4,339 кВт;
Р3 = Р2 2 4 = 4,339 0,98 0,995 = 4,231 кВт;
Р3/ = Р3 3 4 = 4,231 0,98 0,995 = 4,125 кВт.
Частоты вращения валов:
n1 = nасинхр = 950 мин–1;
n2 n1 950 629,14 мин-1; uрп 1,51
n3 n3/ 629,14 125,8мин 1-1.. 5
Передаваемые вращающие моменты:
T 9,55 103 |
|
P |
9,55 103 |
4,59 |
46,14 Н |
м; |
|||||||||
1 |
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
1 |
|
n1 |
|
|
|
950 |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
T 9,55 103 |
|
|
P2 |
9,55 103 |
4,339 |
65,86 Н м; |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
||||||||||
2 |
|
|
|
n2 |
|
|
|
629,14 |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
T 9,55 103 |
|
P3 |
|
9,55 103 |
|
4, 231 |
321,19 Н м; |
||||||||
|
|
||||||||||||||
3 |
|
|
|
n3 |
|
|
|
125,8 |
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
T / 9,55 103 |
|
P3/ |
9,55 103 |
4,125 |
313,145 Н м. |
n / |
|
||||
3 |
|
|
125,8 |
|
|
|
|
3 |
|
|
|
110