Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Выберите тип работыЧасть дипломаДипломная работаКурсовая работаКонтрольная работаРешение задачРефератНаучно - исследовательская работаОтчет по практикеОтветы на билетыТест/экзамен onlineМонографияЭссеДокладКомпьютерный набор текстаКомпьютерный чертежРецензияПереводРепетиторБизнес-планКонспектыПроверка качестваЭкзамен на сайтеАспирантский рефератМагистерская работаНаучная статьяНаучный трудТехническая редакция текстаЧертеж от рукиДиаграммы, таблицыПрезентация к защитеТезисный планРечь к дипломуДоработка заказа клиентаОтзыв на дипломПубликация статьи в ВАКПубликация статьи в ScopusДипломная работа MBAПовышение оригинальностиКопирайтингДругое

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

                 .                             

Требуемое число ремней Z определяется по формуле

           ,               (75)

где     Р₁ – мощность передаваемая через передачу, кВт;

– коэффициент числа ремней, выбираемый по таблице 16.

Окончательно выбираем Z = 3 (округляем в большую сторону до целого числа от Z^/). В проектируемых передачах малой и средней мощно- сти рекомендуется принимать число клиновых ремней Z меньше или равно 6. При необходимости уменьшить расчетное количество ремней Z следует увеличить диаметр ведущего шкива d ₁ или перейти на большее сечение ремня.

Определим силу предварительного натяжения одного ремня по формуле [1,с.295]

                                                                             (76)

                                       ,

где  коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, выбираемый в таблице 16.

Таблица 16 – Значения поправочных коэффициентов [ 6, с. 181].

 

– коэффициент угла обхвата ведущего шкива
a1, град.

180

170

160

150

140

130

120

1,0

0,98

0,95

0,92

0,89

0,86

0,82

 коэффициент влияния отношения выбранной длины ремня L к базовой длине L ₀ (таблица 15)

L / L₀

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

0,82

0,89

0,95

1,0

1,04

1,07

 коэффициент передаточного отношения

и

1,0

1,25

1,5

1,75

2,0

2,25

2,5

2,75

³ 3,0

1,0

1,08

1,1

1,115

1,125

1,13

1,135

1,138

1,14

 коэффициент режима нагрузки

Характер

Нагрузки

Спокойная

Умеренные

колебания

Значительные

колебания

Ударная

От 1 до 1,2

От 1,1 до 1,3

От 1,3  до 1,5

От 1,5 до 1,7

 коэффициент числа ремней

Z

1

От 2 до 3

От 4 до 6

> 6

1

0,95

0,9

0,85

– коэффициент влияния центробежных сил

Сечение

А

Б

В

Г

0,1

0,18

0,3

0,6

                                                               

 

Определим силу давления на валы передачи , Н, (рисунок 8):

.             (77)

Основные геометрические размеры шкива показаны на рисунке 9. Рассчитаем размеры только ведомого шкива, так как он изображается на чертеже общего вида редуктора (таблица 17). Для расчета параметров ступи-цы ведомого шкива используется диаметр выходного участка быстроходного вала редуктора d _В1, который будет получен в разделе 12 настоящего учебно -методического пособия.

В проектируемых ременных передачах при скорости ремня V до 30 м/с шкивы изготавливаются литыми из чугуна СЧ 15.

Таблица 17– Размеры ведомого шкива, мм

 

Параметр (рисунок 10)	Формула	Расчет
Диаметр шкива конструктивный	d а = d + 2 × h 0	d а = 315 + 2 × 4,2 = 323,4
Ширина шкива	B = (Z–1) × Р + 2 × f	B = (3 – 1) × 19 +2 ×12,5 = 63
Канавки	Размеры в таблице Б.3
Толщина обода	d = (1,1… 1,3) × h	d = 1,2 × h = 1,2 ×10,8 = = 12,96
Толщина диска	С = (1,2… 1,3) × d	С = 1,25 × 12,96 = 16,2
Отверстия в диске	См. таблицу 10
Диаметр ступицы	dc т = 1,6 × d в 1	dc т = 1,6 × 26 = 41,6
Длина ступицы	L ст = (1,0…1,5) ×d в 1	L ст = (1,0…1,5) × 26 =   = 26…39

                  

                                  Рисунок 10 – Конструкция шкива

Проектный расчет валов

Вал при работе испытывает сложное нагружение: деформации круче- ния и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение [t], которые выбираются в интервале от 15 МПа до 20 МПа [6, с.210]. Мéнь-шее значение [t ] принимается для расчета быстроходных валов, бόльшее - для расчета тихоходных валов.

Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала d _В1 , мм, (рисунок 10) равен [6,с. 210]

                            .                        (78)

Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала d _В2, мм, (рисунок 11) равен:

                           ,                   (79)

где   Т₂, Т₃ – номинальные вращающие моменты соответственно на вход- ном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора (из раз -дела 7).

Полученные расчетные значения диаметров выходных участков ва -лов d ^/ _В1 , d ^/ _В2 округляются до ближайшего большего стандартного значения из ряда, мм: 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28, 30, 32, 34, 35, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63, 65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110 [6, с. 210].

В случае, если быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя муфтой (кинематическая схема рассматриваемого приме- ра), полученный расчетом диаметр d ^/ _В1 необходимо согласовывать с диа- метром вала электродвигателя d ₁ (таблица Б.4).

            .                  (80)

Окончательно выбираем d _В1 = 26 мм, d _В2 = 35 мм.