- •Введение
- •1 .Кинематический расчет.
- •2. Расчет редуктора
- •3. Определение сил,действующих в зацеплении.
- •6.Расчет ременной передачи
- •7. Выбор смазки зацепления и подшипников
- •9. Выбор и проверка соединительных муфт
- •10. Тепловой расчет редуктора
- •11. Выбор посадок и определение отклонений размеров вычерчиваемых деталей
- •12. Уточненный расчет вычерчиваемого вала
- •13. Краткое описание технологии сборки редуктора, регулировки подшипников и зацеплений
- •14. Краткое описание технологии изготовления вычерчиваемых деталей
- •15. Техника безопасности
6.Расчет ременной передачи
6.1 Определение размеров передачи Ремень клиновой нормального сечения Б. [6,табл.8.1] Размеры сечения:h=10,5 мм;bo=17мм;bp=14 мм. Площадь сечения А=138 мм2. Минимальный диаметр меньшего шкива dp1=125 мм. Принимаем из стандартного ряда dp1=180 мм. Определение диаметра большего шкива =dp1*uрп. [6,с.153] =180*2,39=430,2 мм. По ГОСТ принимаем dp2=450 мм. Уточняем передаточное число: u=, [6,с.153] где -коэффициент скольжения. =0,01 u==2,47. Определение скорости ремня: v= , [6,с.153] v= =27,61 м/с. Минимальное межосевое расстояние аmin=dp2=450 мм. Определение длины ремня: L’=2a+ + . [6,с.153] L’=2*450 + + =1929,6 мм. Принимаем по ГОСТ L=2000 мм.
Минимальная длина ремня из условия обеспечения необходимой долговечности. Lmin ≥ . [6,с.153] где i – частота пробега ремня в секунду. i=20 Lmin > =1,384 м. Условие выполняется. Определение действительного межосевого расстояния: a=0,25 , [6,с.153] где =0,5π. =0,5π=989,1 мм. =0,25. =0,25*=18225 мм2. a=0,25*=486,72 мм. Определение угла обхвата на меньшем шкиве α₁=180°-57,3° . [6,с.153] α₁=180°-57,3°*=149°
6.2 Расчет по тяговой способности Коэффициент,учитывающий режим работы передачи Cp=0,90. [6,с.156] Коэффициент,учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата Cα=0,92. [6,с.156]
Поправка к моменту на быстроходном валу в зависимости от передаточного отношения [6,табл.8.8] ΔTu=3,1. ==0,9 =>CL=0,97. [6,табл.8.7] Поправка,учитывающая уменьшение влияния на долговечность изгиба ремня на большем шкиве с увеличением передаточного отношения. ΔPu=10-4ΔTun1 [6,с.156] ΔPu =10-4*2,9*2931=0,85 МПа. Po=5,8 МПа. Определение допускаемой мощности,передаваемой одним ремнем. =. [6,с.156] =*0,90=5,44 МПа. Определяем число ремней: z'= [6,с.156] z'==1,94. Принимаем z=2 для обеспечения долговечности. Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня. Fo===359,63 H. Способ натяжения—периодический. Сила, действующая на вал: Fr=3Fo. [6,158] Fr =3*359,63*=1037,83 H. Окружная сила: Ft===381,79 Н.
6.3 Расчет на долговечность. Напряжение изгиба: σu=Еu. [6,(8.28)] где Еu=80100 МПа – модуль упругости при изгибе. δ=h=10,5 мм; σu=80*=4,67 МПа. Напряжение от центробежной силы: σv=10-6ρmv2 [6,с.159] где ρm=1250 1400 кг/м3 – плотность материала ремня. σv =10-6*1250*27,672=0,95 МПа. Напряжение растяжения: σ1===2,65 МПа σp=σ1+σv=2,65+0,95=3,6 МПа. σmax=σu+σ1+σv=4,67+2,65+0,95=8,27 МПа ==0,77. vu=2,0. [6,рис.8.4] Долговечность ремня: th= ≥ 2000 ч. [6,с.159]
где σy – предел выносливости для материала ремня. σy=9 МПа
m– показатель степени кривой усталости. m=11 No -базовое число циклов. No=107 zш- число шкивов. zш=2 th==5569,33 ≥ 2000ч. Условие выполняется.Способ натяжения реиней-периодический,с помощью болтов расположенных на натяжной плите.