Расчет клиноременной передачи.



Мы поможем в написании ваших работ!


Мы поможем в написании ваших работ!



Мы поможем в написании ваших работ!


ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Расчет клиноременной передачи.



Кинематическая схема передачи

Рисунок 3. 1 - Схема клиноременной передачи.

 

 

Задачи расчета

В данном расчете необходимо определить поперечное сечение ремня, диаметры и ширину шкивов, межосевое расстояние и нагрузку на ведомый вал, которая необходима для дальнейших расчетов.

 

Данные для расчета

Исходными данными для расчета являются силовые и кинематические параметры, приведенные в таблицу 3.1.

 

Таблица 3.1 - Силовые и кинематические параметры передачи

Вал Мощность Р, кВт Частота вращения n, мин-1 Угловая скорость ω, с-1 Вращающий момент Т, Н·м
14,11 732,5

 

Условия расчета

Основным критерием работоспособности ременной передачи является тяговая способность. Поэтому расчетная долговечность ремня должна быть больше расчетного ресурса времени.

 

Расчет передачи

По значению Т1=98Нм по таблице выбираем сечение ремня Б.

Для обеспечения большей долговечности ремня принимают d1 на 1-2 размера больше. Принимаем d1=140мм.

Определяем диаметр ведомого шкива по формуле

,

где ε = 0,01 – коэффициент упругого скольжения ремня.

d2 = 140*2*(1-0,01)=277мм.

Значение округляем и принимаем по ГОСТ 20889-80 d2=280мм.

Уточняем передаточное отношение

Отклонение составляет , что допустимо.

Межосевое расстояние назначают в интервале

amin=0.55(d1+d2)+T0;

amax= d1+d2

где T0 – высота сечения ремня.

amin=0.55(140+280)+10,5=241,5 мм.

amax= (140+280)=840 мм.

Принимаем среднее значение a=700 мм.

Определяем расчетную длину ремня

мм.

По ГОСТ 1284-80 принимаем Lp=1500мм.

В соответствии с принятой длиной ремня уточняем межосевое расстояние

,

где Lp – расчетная длина ремня;

;

;

Подставив значения, получим a=415 мм.

 
 

Рисунок 3. 2 – Размеры поперечного сечения ремня.

 

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения a на ∆1=0,011=25 мм для облегчения надевания ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть увеличение a на ∆2=0,0251=62,5 мм.

 

Определяем угол обхвата на малом шкиве:

Определяем угол между ветвями ремня γ по формуле:

Определяем окружную скорость ремня:

м/с.

Определяем число пробегов ремня

с-1

Для клиновых ремней допускаемое число пробегов с-1.

Определяем необходимое число ремней:

,

где Р0=3,42;

СL=1,05;

Ср=1,1;

Са=0,89;

Сz=0,90.

Подставив данные, получим:

Z = 11*1,1/3,42*1,05*0,89*0,9= 4,2

Принимаем z = 5.

Определяем силу предварительного натяжения одного ремня по формуле:

 

θv2 Н.

Определяем силу давления ремней на валы и опоры:

Где v – в м/с;

θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу.

 

Определяем размеры шкивов ременной передачи:

Материал шкивов – сталь 25Л;

Шероховатость рабочих поверхностей: Ra≤2,5мкм;

Диаметр ведущего шкива: d1=140мм;

Диаметр ведомого шкива: d2=710мм.

Рисунок 3. 3 – Размеры шкивов клиноременной передачи.

 

Таблица 3.1 – параметры клиноременной передачи

Параметр Значение
Передаточное отношение 5,12
Тип ремня Б
Количество ремней
Межосевое расстояние, мм
Длина ремня, мм
Диаметр ведущего шкива, мм
Диаметр ведомого шкива, мм
Угол обхвата малого шкива a1, град
Частота пробегов ремня П, с-1 3,82
Предварительное натяжение ремня, Н
Сила давления ремней на валу, Н

 


Ориентировочный расчет валов

 

Редукторные валы испытывают два основных вида деформации – изгиб и кручение. Кручение на валах возникает под действием вращающих моментов от двигателя и рабочей машины. Изгиб валов вызывается радиальной и осевой силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи.

Задача расчета

Определить диаметры выходных концов валов, диаметры валов под подшипниками и под зубчатыми колесами.

Данные для расчета

Вращающий момент на ведущем валу:

Т2= 183 Н·м;

на ведомом валу:

Т3= 645 Н·м;

 

Условие расчета

Расчет ведем по напряжениям кручения, а действие изгиба учитываем понижением допускаемых напряжений.

 

Расчет валов

4.1.1 Ведущий вал

Определяем диаметр выходного конца вала по формуле:

 

где [τ]кр= 20÷35 Н/мм2 – пониженное допускаемое напряжение кручения;

Приняв [τ]кр=25, получаем:

мм

Полученное значение увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом.

dв= 1,1·d

dв2= 1,1*33,2= 36,52 мм;

 

Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636-69

dв2= 36 мм.

 

Диаметр вала под подшипником:

dп= dв2+ (5÷10)мм

dп= 36+9= 45 мм;

 

Диаметр буртика для упора подшипника:

dбурт= dп+ (5÷10)мм

dбурт= 45+5= 50 мм.

 

4.1.2. Ведомый вал

Определяем диаметр выходного конца вала:

 

,

Полученное значение увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом.

dв3= 1,1·d

dв3= 1,1*50= 55 мм;

Диаметр вала под подшипником:

dп= dв3+ (5÷10)мм

dп= 55+5= 60 мм;

Диаметр вала под колесом:

dк= dп+ 5= 60+5= 65 мм

 

Диаметр буртика для упора подшипника:

dбурт= dк+ (5÷10)мм

dбурт= 65+5= 70 мм.

 

 

Рисунок 4.1 - Ведущий вал - шестерня

 

Рисунок 4.2 - Ведомый вал


 



Последнее изменение этой страницы: 2016-04-19; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.92.96.236 (0.016 с.)