Исходные данные: P = 2,5 кВт, n1 = 1434 об/мин, U = 2, 8
1. Выбор сечения ремня по номограмме |4, с.134|. В зависимости от частоты вращения и мощности выбираем тип ремня (О, А, Б, В, Г, Д).
При P = 2,5 кВт и n1 = 1434 об/мин принимаем тип ремня А.
2. Определяем вращающий момент на ведущем шкиве.
Т1 = 
= 
= 0,017 кН · м
3. Диаметр меньшего шкива.
D1 = (3÷4) 
= 4× 
= 103 мм
Округляем до стандартного |4, табл.7.8, с.132|: d1 = 100 мм
4. Диаметр большего шкива.
D2 = d1 ×U× (1 - ε)
ε = 0, 01 ÷ 0, 03
Принимаем ε = 0,02
d2 = 100× 2, 8 × (1 - 0, 02) = 274,4 мм
5. Уточняем передаточное отношение.
U = 
= 
= 2, 8
6. Межосевое расстояние определяем по формулам
a min = 0,55· (d1 + d2) + To
a max = d1 + d2
To - высота ремня |табл.7.7, с.131|: To = 8
a min = 0,55× (100 + 274,4) + 8 = 213,92 мм
a max = 100 + 274,4 = 374,4 мм
Принимаем а = 350 мм
7. Длина ремня.
L = 2a + 0,5π (d1 + d2) + 
(d2 - d1) 2
L = 2 · 350 + 0,5·3,14· (100 + 274,4) + · (274,4 - 100) = 1309,5 мм
Округляем до стандартного |табл.7.7, с.131|: Lст = 1320 мм 
8. Уточняем межосевое расстояние по длине ремня.
А = 
w = 0,5π · (d1 + d2)
y = (d2 - d1) 2
w = 0,5·3,14· (10 + 274,4) = 587,8
y = (274,4 - 100) 2 = 30415,36
а = 
= 355,4 мм
9. Определяем угол обхвата ведущего шкива.
Α1° = 
α1° = 
= 152°
10. Число ремней передачи.
Z = 
P - мощность двигателя
Cp - коэффициент режима работы |табл.7.10, с.136|, Cp = 1, 2
P0 - мощность для передачи одним ремнем данного типа |табл.7.8, с.132|, P0 = 1,45 кВт, СL - коэффициент длины ремня |табл.7.9, с.135|, СL = 0,93, Сα - коэффициент угла обхвата, Сα = 0,95, СZ - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, СZ = 0,95
z = 
= 2, 47 z = 3
11. Натяжение ветви ремня.
F0 = 
v - скорость ремня, м/с
θ - коэффициент, учитывающий центробежную силу, зависит от типа ремня |2, с.136|, для сечения А θ = 0,1 (Н·с2) /м2
v = 
ω1 = 
= 
= 150,1 c-1
v = 
= 7,505 м/с
F0 = 
= 123,66 Н
12. Сила, действующая на вал.
FB = 2F0z sin 
, FB = 2·1223,66·3· sin 
= 720 Н
13. Ширина шкива. |табл.7.12, с.138|
В = (Z - 1) е + 2f
Z - число ремней
e, f - размеры канавок в зависимости от типа ремня, F = 10, 0, e = 15, 0
B = (3 - 1) · 15 + 2 · 10 = 50 мм
Расчет цепной передачи
Исходные данные: мощность на валу ведущей звездочки PIII = 2,28 кВт, передаточное отношение Uц. п. = 4, предельная частота вращения ведущей звездочки nIII = 162,6 об/мин, nIV = 40,6 об/мин (ведомой). Смазывание периодическое.
1. Выбираем цепь приводную, одноступенчатую, роликовую и определяем шаг цепи по формуле:
t = 2,8 · 
,
где Т1-вращающий момент на ведущей звездочке;
Т1= 
, Т1 = 
= 147 Н·мм;
Кэ - коэффициент эксплуатации
Кэ = Кд· Ка· Кн · Кр· К см· Кп;
Кд - коэффициент, зависящий от характера нагрузки,
Кд = 1,25 - при умеренной ударной нагрузке;
Ка - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния:
если
а = (30-50) · t, то Ка = 1;
Кн - коэффициент, учитывающий наклон цепи, Кн = 1;
Кр - коэффициент натяжения цепи, Кр = 1,25 - при периодическом натяжении;
Ксм - коэффициент смазки, Ксм = 1,5 - при периодической смазке;
Кр - коэффициент, учитывающий сменность работы, Кр = 1,2 - при работе в две смены;
Кэ=1,25· 1· 1· 1,25· 1,5· 1,2 = 2,81.
z1 - число зубьев ведущей звездочки
z1 = 31 - 2U,
где U - передаточное число,
U= 
.
Z1=31 - 2 · 3=23;
z2=z1 · U=23 · 4=62.
[P] - допускаемое давление, принимаем ориентировочно |4, табл.7.18, с.150|, [P] = 23 Мпа;
m - число рядов в цепи, m = 1.
T = 
мм;
Из стандартного ряда чисел шагов принимаем t = 25,4 мм.
2. По |4, табл.7.15с.147,2| в зависимости от шага принимаем размеры цепи, а также следующие данные:
Аоп - проекции опорной поверхности шарнира; Аоп = 262 мм2;
Q - разрешающая нагрузка; Q = 88,5 Н;
q - интенсивность нагрузки; q = 3,8 кг· м.
Проверяем цепь по двум показателям: а) по частоте вращения |табл.7.17, с.149|: шаг t = 25,4 мм, [n] = 800 об/мин. Условие надежной работы: 
(25,4 < 800) - выполняется; б) по давлению в шарнирах |табл.7.17, с.150|: шаг t = 25,4, n = 182,9 об/мин. Интерполируя, находим 
= 25 МПа. Учитывая, что z2 
17, вносим поправку и рассчитываем:
[P] пров= 
=26,25 МПа.
Определяем действительное давление в шарнирах:
Р= 
;
Ft - окружная сила,
Ft= 
; V= 
;
V= 
1,6 м/с;
Ft= 
= 1563 Н; Р = 
= 24,4 Мпа.
Условие надежной работы: Р 
(24,4 < 26,25) - выполняется.
Определяем число звеньев в цепи:
Lt=2· at + 0,5· z∑+ 
;
at = 
- число шагов межосевого расстояния;
at= 
40;
z∑ = z2 + z3 - суммарное число зубьев звездочек;
z∑ = 23 + 62 = 85;
Δ= 
- поправка;
Δ = 
= 11; Lt = 2· 40 + 0,5· 85 + 
= 97,5.
Округляем до целого числа в большую сторону L = 98.
4. Уточняем межосевое расстояние:
а = 
;
а = 
мм.
Для свободного провисания цепи предусматриваем уменьшение межосевого расстояния на 0,04%, т.е.
1062· 0,0004 = 0,4 мм.
5. Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:
dд2 = 
; dд2 = 
мм;
6. Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:
De1 = 
;
d1 - диаметр ролика цепи |4, табл 7.15|;
De1 = 
мм;
De2= 
;
De2= 
мм.
Расчет ведущей звездочки
1. Шаг цепи t = 140 мм.
2. Диаметр ролика по ГОСТ 13568 - 75 D = 6 мм.
3. Число зубьев звездочки z = 21.
4. Диаметр делительной окружности
dд = 
dд = 
мм.
5. Угол поворота звеньев цепи на звездочке
º.
6. Диаметр окружности выступов
Dc = 
Dc = 
= 200 мм.
7. Радиус впадин зуба
r = 0,5025·D + 0,05
r = 0,5025·6 + 0,05= 3,07 мм.
8. Диаметр окружности впадин
Di = dд - 2 r
Di = 140 - 2· 3,07 = 133,86 мм.
9. Радиус сопряжения
r1 = 0,8·D + r
r1 = 0,8·6 + 3,07 = 7,87 мм.
10. Половина угла впадин
11. Угол сопряжения
12. Профильный угол зубьев
13. Длина прямого участка профиля
мм
14. Расстояние от центра дуги впадины до центра дуги головки
ос = 1,24 · D
ос = 1,24 × 6 = 7,44 мм.
15. Радиус головки зуба
мм.
16. Координаты точки с
мм;
мм.
17. Координаты точки о
х1 = 0,8·D·sinf
y1 = 0,8·D·cosf
x1 = 0,8 × 6 · sin 15,7 = 1,86 мм;
y1 = 0,8 × 6 · cos 15,7 = 4,62 мм.
18. Угол наклона радиуса вогнутости
Прочностной расчёт
Максимальная прессующая сила:
=4,2МПа
где S - площадь поперечного сечения корзины, S=0,21 м 
;
-максимальное значение давления =20 кг/м 
Удельное давление на планку корзины зависит от величины прессующей силы, которая передается на основание пресса и частично на стенки корзины. Прессующая сила, передаваемая планку, по мере углубления в корзину уменьшается.
Для расчёта на прочность корзины пресса стяжные обручи условно располагают на концах планки и рассматривают планку как балку на двух опорах.
Для определения максимального изгибающего момента нагрузку разделяют на две части: от равномерного распределенного давления интенсивностью 
= и от давления, равномерно возрастающего от 0 до 
Первая нагрузка дает максимальный изгибающий момент
при 
,
Вторая нагрузка дает максимальный изгибающий момент при
В расчёте поперечное сечение планки корзины принимается прямоугольным с отношением 
, ( 
-толщина планки, b-ширина планки).
В приведенном расчете не учитываются стяжные обручи, которые только улучшают условия работы планки и позволяют уменьшить се сечение. При строгом расчете надо рассматривать планку как многоопорную балку.
Определим момент, прилагаемый к гайке прессующего механизма.
Сила прессования зависит от площади корзины:
кг/см
Сила которую необходимо приложить по средней линии резьбы винта, составит:
кг/см 
где α-угол подъёма винтовой линии, α=20°;
ρ-угол трения винта о гайку, ρ=15°,
крутящий момент для поворота гайки
9,66
- средний диаметр резьбы. =10
Дата: 2019-07-30, просмотров: 217.
