6. Расчет ременной передачи Определение геометрических параметров

Ремень клиновой нормального сечения, тип Б. [5,табл.8.3]

Размеры сечения: b_р=11 мм; b₀=18 мм; h=8 мм.

Площадь сечения: А=81 мм².

Минимальный диаметр меньшего шкива d_р1=90 мм.

Принимаем из стандартного ряда d_р1=125мм.

Определение диаметра большего шкива

Принимаем по ГОСТ d_р2=400 мм.

Уточнение передаточного числа

где ξ=0,01 – коэффициент скольжения.

Определение скорости ремня

Минимальное межосевое расстояние

а_min=d_р2=315 мм.

Определение длины ремня

Принимаем по ГОСТ L=1400 мм.

Минимальная длина ремня из условия обеспечения необходимой долговечности

где i=20 – частота пробега ремня в секунду.

Условие выполняется.

Определение действительного межосевого расстояния

где

Определение угла обхвата на меньшем шкиве

Расчет по тяговой способности

Коэффициент, учитывающий режим работы передачи

С_р=0,90. [5,с.156]

Коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата

С_α=0,914. [5,с.156]

Коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня в зависимости от отношения данной длины ремня к исходной

С_L=0,951. [5,табл.8.7]

Определение поправки, учитывающей уменьшения влияния на долговечность изгиба ремня на большом шкиве с увеличением передаточного отношения

где ΔТ_И=1,2 [5,табл.8.8]– поправка к моменту на быстроходном валу в зависимости от передаточного отношения.

Определение допускаемой мощности которую может передать один клиновой ремень данного сечения

где Р₀=3 кВт [5,рис.8.3] – мощность, передаваемая одним ремнем

Определение необходимого числа ремней с учетом неравномерности распределения нагрузки между ремнями

Принимаем z=1.

Определение силы предварительного натяжения одного клинового ремня

Определение окружной силы

Определение силы действующий на вал

Расчет на долговечность.

Определение напряжения изгиба в ремне на меньшем шкиве

где δ=h=8 мм;

Е_и=80 МПа – модуль упругости при изгибе.

Определение напряжения от центробежной силы

где ρ_m=1250 кг/м³ – плотность материала ремня.

Определение напряжения растяжения

Определение максимального напряжения цикла изменения напряжений

Определение долговечности ремня

где z_ш=2 – число шкивов;

σ_у=9 МПа – предел выносливости для материала ремня, при m=11;

ν_и – коэффициент учитывает разную степень лияния напряжений изгиба на малом и большом шкивах. Находится из соотношения [5,рис.8.4]

Условие выполняется

Натяжение ремней осуществляется двумя тянущими болтами М16. Диаметр болтов выбран в зависимости от массы перемещаемой плиты и двигателя [5,табл.1.4].

7. Выбор смазки зацепления и подшипников

Определение кинематической вязкости в зависимости от контактного напряжения МПа червячного колеса и окружной скорости

м/с

Определение марки масла в зависимости от выбранной кинематической вязкости исходя из условия

Цилиндровое 52. [2,табл.11.2]

Глубина погружения червячного колеса в масло

В корпус редуктора заливают масло на высоту червячного колеса. При вращении колеса со скоростью масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает на нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц : масло в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей в том числе и подшипников.

Определение потребного количества масла

Определение действительного количества масла

где а – длинна масленой ванны редуктора; a=454 мм

b – ширина масленой ванны редуктора; b=204мм

h – высота масленой ванны редуктора. h=108 мм

Вывод: действительный объём масленой ванны редуктора больше потребного объёма , что обеспечит необходимые условия эксплуатации редуктора, а создаваемый масленый туман внутри редуктора обеспечит оптимальное условие смазки деталей внутри корпуса.