Проектирование привода рабочей машины, страница 4

Расчет на изгиб выполнен для наиболее слабого звена - колеса, т. к. у нее отношение  меньше, чем у шестерни

                                       

Полученные результаты показали, что спроектированная передача удовлетворяет условиям работоспособности.

4. Расчет открытой ременной передачи

     Выбираем тип ремня согласно заданным условиям работы передачи и рекомендациям практики. Принимаем по [4 табл. 1] Резинотканевые ремни с тремя прокладками из ткани БКНЛ-65, т.к они обладают высокой прочностью и гибкостью, их широко применяют в приводах промышленного оборудования.

Определяем диаметра ведущего шкива:

где  d – толщина ремня, мм.

=215,8…265,6мм.

Выбираем из стандартного ряда диаметров шкивов D₁ =  250 мм, т.е. на один размер больше для увеличения долговечности ремня.

Определяем скорость ремня

u =  =  = 9,42 м/с.   где  n₁ – число оборотов в минуту ведущего шкива, об/мин.

        Определение диаметра ведомого шкива

          

где u – передаточное отношение проектируемой передачи.

Коэффициент скольжения ε = 0,01…0,02 и определяем диаметр ведомого шкива D₂

          

Полученный диаметр выбираем по стандартному ряду: D₂ = 500 мм.

Уточнение передаточного отношения

       

 Вычисление ориентировочного межосевого расстояния:

Вычисляют  межосевое расстояние а в  пределах, рекомендуемых практикой  

Принимаем а=1313мм

Определение длины ремня:

, мм.  

Ремень сшивной, поэтому увеличиваем длину на  

Lp принимаем 4000 мм

Определение долговечности ремня:

   Проверяем передачу на долговечность по числу пробегов ремня ν

ν = u / L_р≤ [ν] ≤ 5 с^-1, где [ν] – допускаемое число пробегов ремня в секунду, с^-1

ν = = 2,355 с^-1.

2,355 с^-1 ≤ 5 с^-1  следовательно, долговечность передачи обеспечена.

          Определение угла обхвата:

Угол обхвата α₁ ремнем малого шкива:

α₁ = 180° - 57°= 180° - 57°= 169°.

Допускаемое значение [169 °] ≥ 150°, следовательно проектируемая передача этому    условию удовлетворяет.

Определение допускаемой приведенной удельной окружной силы:

где  q₀ –– номинальная удельная окружная сила,[ табл.3], q_о = 2,33 Н/мм[4 табл.1]; C_α – коэффициент угла   обхвата, C_α = 0,97 [4 табл.5];   C_u – скоростной    коэффициент,    при u= 9,47 м/с, C_u = 1,0[4 табл.6]; C_P – коэффициент режима нагрузки, принимаем умеренные колебания нагрузки и две смены, C_P = 1,0[4 табл.7]; -коэффициент, учитывающий способ натяжения ремня и наклон линии центров передачи к горизонту; =1[4 табл.8];

 Н/мм.

Определение окружной силы:

F_t =

F_t=Н

Вычисление размеров поперечного сечения ремня:

Из расчета по тяговой способности находим требуемую ширину b ремня

b ³  = 42,9 мм. где - окружная сила;

 - допускаемая приведенная удельная окружная сила.

Найденное значение b округляем до  ближайшего большего  по [табл.3], b= 50 мм.

Таким образом, в результате расчета обеспечены критерии работоспособности передачи: долговечность и тяговая способность ремня.

Ширина шкива B==1.150+10=65 мм

.

Вычисляем силу давления на валы и опоры:      

Выбираем периодическое регулирование натяжения ремня

где F₀ – сила предварительного натяжения ремня, Н; F₀ = σ₀ · δ · b;

а σ₀ – рекомендуют выбирать согласно [4 табл. 2], σ₀= 2,5

      

F₀ = σ₀·δ·b = 2,5·3·50=375 Н

5. Ориентировочный расчёт валов редуктора. Эскизная компоновка редуктора

Выбираем материалы валов:

Для двух валов редуктора при средней нагрузке выбираем из рекомендации  сталь 45. Механические характеристики стали 45:

диаметр заготовки-любой, твердость 200HB, где σ_в – предел прочности, σ_в=560 МПа;

σ_т,τ_т – пределы текучести, σ_т=280 МПа, τ_т=150 МПа;

σ_–1,τ_–1 – пределы выносливости при изгибе и кручении, σ_–1=250МПа,

τ_–1=150 МПа;