Определяем диаметр d1, мм, меньшего шкива из соотношения [3 c.13]:
, (36)
мм.
По ГОСТу 17383-73 принимаем диаметр меньшего шкива d1=90мм.
Определяем диаметр d2, мм, ведомого шкива по формуле [3 c.13]:
d 2 = u × d 1 × (1- E ), (37)
где Е – коэффициент для передачи с периодическим натяжением ремня, Е=0,02;
d 2 =2 × 90 × (1-0,02)=176,4 мм.
По ГОСТу 17383-73 принимаем диаметр меньшего шкива d1=180 мм.
Определяем фактическое передаточное отношение uф, по формуле [3 c.14]:
, (38)
.
Определяем отклонение D, %, прилученного передаточного отношения от ранее принятого по формуле [3 c.14]:
, (39)
.
Выбираем клиновой ремень типа «A».
Определяем межосевое расстояние а0, мм, по формуле [3 c.14]:
а0³0,55×(d1+d2)+h, (40)
где h – высота ремня, h=10,5 мм.
а0³0,55×(90+180)+10,5=159мм.
Определяем расчетную длину ремня Lр, мм, по формуле [3 c.14]:
, (41)
мм.
Полученное значение округляем до стандартного значения, принимаем L=800 мм.
Уточняем межосевое расстояние а, мм, по формуле [3 c.14]:
, (42)
мм.
Определяем угол обхвата a1, °, меньшего шкива по формуле:
, (43)
.
Определяем скорость v, м/с, ремня по формуле [3 c.15]:
, (44)
м/с.
Определяем число ремней Z, необходимых для передачи заданной мощности по формуле [3 c.15]:
, (45)
где Ср – коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы, Ср=0,9;
Р0 – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, Р0=0,84 кВт;
СL – коэффициент влияния отношения расчетной длины Lр ремня к базовой L, СL=1;
Сa – коэффициент угла обхвата, Сa=0,95;
СZ – коэффициент, учитывающий число ремней, СZ=0,95.
.
Принимаем числа ремней Z=3.
Определяем предварительное натяжение F0, Н, ветвей клинового ремня по формуле [3 c.16]:
, (46)
где СР – коэффициент режима работы, СР=0,9;
Q – коэффициент, учитывающий центробежную силу, Q=0,18 Н×с2/м2.
Н.
Определяем силу, действующую на валы Fв, Н, по формуле [3 c.16]:
, (47)
Н.
Определяем ремень на долговечность l, с-1, по частоте пробега в секунду по формуле [3 c.16]:
, (48)
где v – скорость ремня, м/с;
Lр – длина ремня, м;
[l] – допустимое значение долговечности ремня, [l]=10 с-1,
.
Ремень долговечен, так как частота пробегов ремня в секунду меньше допустимого з 
начения.
Определяем ширину шкива Вш, мм по формуле [4 c.138]:
, (49)
где е – расстояние между вершинами ремней, е=15мм;
f – расстояние от вершины ремня до края шкива, f=10,0мм.
мм.
Расчет цепной передачи
Определяем число зубьев ведущей звездочки Z1, по формуле [4 c.148]:
Z1 = 31– 2∙U3; (50)
Z1 = 31– 2∙3,11=24,8.
Принимаем Z1=25.
Определяем число зубьев ведомой звездочки Z2, [4 c.148]:
Z2=U3∙Z1; (51)
Z2=3,11∙25=77,75.
Принимаем Z2=77.
Определяем фактическое передаточное отношение Uф, по формуле:
(52)
Отклонение допустимо, так как не превышает 4%.
Определяем расчетный коэффициент нагрузки Кэ, по формуле [4 c.149]:
Кэ=Кд∙Ка∙Кн∙Кр∙Ксм∙Кn; (53)
где Кд – динамический коэффициент, Кд=1[4 c.150];
Ка – коэффициент учитывающий влияние межосевого расстояния, Ка=1[4 c.150];
Кн – коэффициент учитывающий влияние наклона цепи, Кн=1,25 [4 c.150];
Кр – коэффициент учитывающий способ регулировки натяжения цепи, Кр=1,25[4 c.150] ;
Ксм – коэффициент учитывающий способ смазывания цепи, Ксм=1,4 [4 c.150];
Кn– коэффициент учитывающий периодичность работы передачи, Кn=1 [4 c.150];
Кэ=1∙1∙1,25∙1,25∙1,4∙1=2,18.
Определяем шаг цепи t,мм, по формуле [4 c.149]:
(54)
где T1– вращающий момент на ведущей звездочке, Т1=203,03;
Z1– число зубьев ведущей звездочки, Z1=25;
m– число рядов цепи, принимаем m=1;
допускаемое давление в шарнирах цепи, по формуле [4, с.150, т.7.18]:
где 
– допускаемое давление на один шарнир, принимаем: =29 Мпа ;
Мпа.
.
По ГОСТу 13568– 75 принимаем ближайшее значение t=25,4 мм, [4, с.147, т.7.15].
Выбираем цепь ПР– 25,4–60,0 ГОСТ 13568–75, имеющую:
шаг цепи t=25,4 мм;
разрушающую нагрузку Q=60,0 кН;
массу одного метра цепи q=2,6 кг/м;
проекцию опорной поверхности шарнира Аоп=179,7 мм2.
Проверяем цепь с шагом t=25,4 мм по частоте вращения: допускаемая для цепи частота вращения 
=800 об/мин, следовательно, условие 
выполнено, так как 95<800 об/мин.
Определяем расчетное давление р, Мпа, по формуле [4 c.150]:
(55)
где Ft–окружная сила, передаваемая цепью, Н;
(56)
где V– фактическая скорость цепи, м/с;
(57)
Па
Условие нагружения цепи р 
выполнено: 24,4<31,32 Мпа.
Из условия долговечности цепи оптимальное межосевое расстояние в шагах аt, находится в пределах: аt=a / t=30…50.
Принимаем аt=40.
Определяем число звеньев цепи Lt, по формуле [4 c.153]:
(58)
где аt – межосевое расстояние в шагах, аt=40;
Z 
– суммарное число зубьев;
(59)
Округляем до четного числа Lt =132
Уточняем межосевое расстояние а, мм, по формуле[4 c.153]:
(60)
.
Определяем диаметры наружных окружностей ведущей и ведомой звездочки De, мм, по формуле [4 c.154]:
(61)
где d1– диаметр ролика цепи, d1=15,88;
Определяем диаметр делительной окружности de, мм, ведущей звездочки, по формуле [4 c.154]:
(62)
Определяем центробежную силу Fv, H, по формуле [4 c.154]:
(63)
где q – масса одного метра цепи , кг/м;
Определяем предварительное натяжение цепи от провисания ведомого ветви Ff, Н, по формуле [4 c.154]:
где Кf – коэффициент, учитывающий расположение цепи, Кf =1.
Определяем силу давления цепи на вал FB, H, по формуле [4 c.154]:
(64)
где Ft – окружная сила, Н;
Определяем расчетный коэффициент запаса прочности S, по формуле [4 c.154]: 
(65) 
Условие цепи выполнено S 
29,3>10.
Предварительный расчет валов редуктора
Определяем диаметры валов dв, мм, на кручение по пониженным допускаемым напряжениям по формуле [4 c.161]:
, (67)
где Т – крутящий момент на валу, Н×м;
[t]к –допускаемое напряжение на кручение, [t]к=20МПа,
мм,
Принимаем dв1=25мм [4 c.161], тогда диаметр подшипниковых шеек принимаем dп1=30мм.
мм,
Принимаем dв2=40мм [4 c.161], тогда диаметр подшипниковых шеек принимаем dп2=45мм,диаметр вала под колесо dк2=50 мм.
Дата: 2018-12-28, просмотров: 451.
