Определение геометрических размеров передачи

Диаметр ведущего шкива определим по формуле

d₁ = 40 (1)

d₁=40* =183,27 мм

Округлим d₁ до ближайшего значения из ряда на d₁= 180 мм

Диаметр ведомого шкива равен:

d₂ =ud₁(1- ) (1)

d₂=1,5*180(1-0,015)=265,95 мм.

Округляем d₂ до ближайшего стандартного значения d₂=280 мм

Межосевое расстояние и длина ремня.

Предварительное значение межо

Лист

2203.303110.000 ПЗ

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

севого расстояния

= 0.8 (d₁ + d₂) (1)

= 0,8(180+280)=368 мм.

Для определения длины ремня используем зависимость

L = 2 a + 0.5 (d₁ + d₂) + (1)

L =2*368+0,5 (180+280)+ = 1464,99 мм.

Округляем L до стандартного значения L=1400 мм. Принятое значение L удовлетворяет ограничениям L_min≤L≤L_max (см. табл 1.3).

Уточняем межосевое расстояние по формуле

a = 0.25(L – W + ) (1)

где

W = 0.5 (d₁ + d₂) (1)

W =0,5 (180+280)=722,2 мм;

Y = 2 (d₂ – d₁)² (1)

Y =2(280-180)²=20000 мм².

Окончательно получим

= 0.25(1400 – 722,2+ =333,18 мм

Угол обхвата на ведущ

Лист

2203.303110.000 ПЗ

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

ем шкиве

α₁= – 57. (1)

α₁= – 57. =162,9˚

Скорость ремня

V = (1)

V= =9,16 м/с.

Окружное усилие

F_t = (1)

=1068,76 Н

Частота пробегов ремня

λ = (1)

λ = =6,543 с^-1.

Допускаемое полезное напряжение

[ ] = C C_p (1)

где - приведенное п

Лист

2203.303110.000 ПЗ

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

олезное напряжение;

С_α- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C = 1– 0.44 ln (1)

=1-0,44 ln =0.956;

C_p – коэффициент режима работы.

C_p = C_н – 0.1(n_c – 1) (1)

C_p =0,85-0.1(2-1)=0.75.

Приведенное полезное напряжение для нормальных ремней

σ_t0 = – – 0.001V² (1)

σ_t0= – 0,001*9,16²=2,496 МПа,

где C_u- коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

C_u=1,14 – (1)

C_u =1,14- =1,11.

В результате расчета получим [ ]=2,5*0,75*0,956=1,79 МПа.

Число ремней

Зададимся начальным значение Z=4 и

Лист

2203.303110.000 ПЗ

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

по табл.3.3 выберем C_z=0,9. Определим расчетное число ремней

Z^, = (1)

Z^, = =4,8.

Полученное значение Z^, округлим до б

Лист

2203.303110.000 ПЗ

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

лижайшего большего целого числа Z=5. Для этого числа ремней C_z=0,9 (табл.4.3 [1]). Подставим C_z в формулу Z^, и в результате расчета получим Z^,=4,8

Поскольку Z⁼Z, окончательно примем Z=5.

Сила, предварительного натяжения одного ремня

S₀ = 0.75 + q_mV² (1)

S₀ = 0,75 +0,18*9,16²=238,69 Н

Сила действующая на валы передачи

F_b = 2 S₀ Z sin (1)

F_b =2*238,69*5*sin =2360,4 Н.

 

Расчет цепной муфты

При компенсации смещении на концы

Лист

2203.303110.000 ПЗ

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

валов со стороны муфты действует радиальная сила:

где d_m – делительный диаметр зубчатого зацепления (t-шаг цепи, z – число зубьев найдем по ГОСТ 20742-93).

d_m = (1)

d_m = = 141,6 мм

 

Расчет подшипников на долговечность

Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность.

6.1.1 Выбор диаметра участка под

Лист

2203.303110.000 ПЗ

Лит

№ докум.

Изм.

Подп.

Дата

подшипник

В качестве материала выбираем сталь 45. Для этого материала примем пониженные допускаемые напряжения на кручения [τ]=15МПа.

Диаметр хвостовика вала вычислим по формуле [1,2]:

Для определения диаметра участка вала под подшипник к диаметру хвостовика добавим 10 мм. Таким образом, диаметр участка вала под подшипник равен d=60 мм.