Основные размеры клиноремённой передачи

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 4Следующая ⇒

Мощность ременной передачи

P_р.п.=P_ДВ.=4000 Вт, (2.1)

где P_р.п. – мощность ременной передачи, Вт;

P_ДВ. – мощность двигателя, Вт.

Частота вращения ведущего шкива

n₁=n_ДВ=2880 об/мин, (2.2)

где n₁ – частота вращения ведущего шкива, об/мин;

n_ДВ – частота вращения двигателя, об/мин.

Передаточное отношение

U=U_1-2=2,97. (2.3)

Рисунок 2.1 Схема ремённой передачи

Тип ремня А (выбрали исходя из табличных данных ГОСТ 1284.1-80).

B_р=11мм; B=13 мм; h=8 мм; S=81 мм².

Рисунок 2.2 Сечение ремня

Подберём диаметр ведущего шкива из условия

.

Выбрали исходя из табличных данных ГОСТ 1284, 3-80 диаметр ведущего шкива, Д₁=100мм.

Определим диаметр ведомого шкива

Д₂=Д₁ ∙ U(1-ξ), (2.4)

где Д₁ – диаметр ведущего шкива, мм;

Д₂ – диаметр ведомого шкива, мм;

U- передаточное отношение ремённой передачи;

ξ – коэффициент упругого скольжения ремня, ξ=0,01.

Д₂=100 ∙ 2,97(1-0,01)=295 мм.

Уточним передаточное отношение

U= , (2.5)

где Д₂ – диаметр ведущего шкива, мм;

Д₁ – диаметр ведомого шкива, мм;

U - передаточное отношение ремённой передачи;

ξ – коэффициент упругого скольжения ремня, ξ=0,01.

U= .

Частота вращения ведомого шкива

n₂=n₁/U, (2.6)

где n₁ – частота вращения ведущего шкива, об/мин;

U – передаточное отношение ремённой передачи.

n₂=2880/2,97=969,6 об/мин.

Скорость ремня

V=π ∙ Д₁ ∙ n₁/60, (2.7)

где n₁ – частота вращения ведомого шкива, об/мин.

V=3,14 ∙ 0,1 ∙ 2800/60=15,072 м/с.

Межосевое расстояние

а=1,0 ∙ Д₂=1,0 ∙ 295=295 мм.

Длинна ремня по принятому межосевому расстоянию

L=2а+Δ₁+(Δ₂/а), (2.8)

Δ₁=0,5π ∙ (Д₁+Д₂); (2.9)

Δ₂=0,25(Д₂ - Д₁)², (2.10)

Δ₁=3,14 ∙ 0,5(100+295) =620,5 мм.

Δ₂=0,25(259 - 100)²=9506,25 мм.

L=2 ∙ 295+620,15+9506,25/295=1242,37 мм.

Округлим до стандартного значения L=1250 мм.

По стандартной длине ремня уточняем межосевое расстояние

. (2.11)

.

Угол охвата ремнём меньшего шкива

α₁=180⁰-57⁰((Д₂-Д₁)/а), (2.12)

α₁=180⁰-57⁰((295-100)/300)=142.95⁰;

α₁≥90⁰;

Полученное значение угла действительно больше 90⁰.

Расчёт передачи по тяговой способности

Коэффициент, учитывающий угол охвата ремнём ведущего шкива

С_α=0,905.

Коэффициент, учитывающий длину ремня

С_L=0,93.

Коэффициент, учитывающий режим работы

С_Р=1.

Мощность передачи одним ремнём в условиях эксплуатации

Р_Р=Р₀ ∙ С_α ∙ С_L/ С_Р, (2.12)

где Р₀ – допускаемая мощность одним ремнём, Вт

Р_Р=2,2 ∙ 0,905 ∙ 0,93/1=1885.167 Вт.

Ориентировочное число ремней передачи

Z=Р/Р_Р, (2.13)

где Р – мощность передаваемая ремённой передачей, кВт;

Р_Р – мощность передаваемая (ремнём в условиях эксплуатации) ведущего шкива, кВт.

Z=4000/1885.167=2.12=3 шт

Коэффициент учитывающий число ремней

С_Z=0,95

Уточнить число ремней

Z=Р/(Р_Р ∙ С_Z), (2.14)

Z=4000/(1885.167 ∙ 0,95)=2.23=3 шт

Предварительное натяжение ветви одного ремня, Н.

F₀=850(Р ∙ С_Р ∙ С_L/Z ∙ V ∙ C_α)+q_m ∙ V², (2.15)

где Р – мощность передаваемая ремённой передачей, кВт;

V – скорость ремня, м/с;

g_m – масса одного метра ремня, кг/м.

F₀=850*4000 ∙ 1 ∙ 0,93/(3 ∙ 15.072 ∙ 0,905)+0,1 ∙ 15.072²=77.295Н.

Нагрузка на валы, Н

F_r=2 ∙ F₀ ∙ Z ∙ sin(α₁/2), (2.16)

где F₀ – предварительное напряжение одного ремня, Н;

Z – число ремней, шт;

α₁ – угол охвата ремнём ведущего шкива, ⁰.

F_r=2 ∙ 77.295 ∙ 3∙0,95=440.5 Н.

Рисунок 2.3 Схема сил
3 ЦЕПНАЯ ПЕРЕДАЧА

Обоснование конструкции

Цепные передачи относятся к механическим передачам с гиб­кой связью. На ведущем и ведомом валах устанавливаются звез­дочки, которые входят в зацепление с охватывающей их цепью. Габариты цепных передач меньше, чем у ременных при одинако­вых энерго-кинематических параметрах. Принцип зацепления не требует значительного предварительного натяжения цепи, в связи с этим нагрузка на валы обусловлена в основном силой тяги.

Наибольшее распространение цепные передачи получили в сель­скохозяйственном, транспортном и химическом машиностроении, станкостроении, горнорудном оборудовании и подъемно-транспор­тных устройствах. Они используются для передачи мощности до 100 кВт при скорости цепи, как правило, непревышающей 15 м/с.

При проектировании цепных передач следует избегать боль­ших углов (меньше 45°) наклона линии центров к горизонту, а ве­дущую ветвь располагают сверху. Среднее значение КПД цепных передач при периодической смазке для расчетов принимают 0,95. Рациональным считают передаточное отношение в пределах от 2 до 3. Возможно повышение передаточного отношения до 7. Вы­полнять одноступенчатой цепную передачу с большим передаточ­ным отношением становится нецелесообразно из-за больших ее габаритов. Ресурс цепей в стационарных машинах должен состав­лять не менее 3...5 тыс.часов работы. Допустимое удлинение цепи в результате износа недолжно превышать 1,5...2,5%.

Основной причиной потерь работоспособности передачи яв­ляется износ шарниров цепи (втулка-ось), поэтому тяговое усилие цепи ограничивается допустимым давлением в шарнире. Кроме того на износ цепи существенное влияние оказывают условия мон­тажа и эксплуатации передачи. При наиболее благоприятных ус­ловиях и повышении скорости можно передать большую мощность с одного вала на другой.

Познавательные статьи:



Психологические особенности спортивного соревнования

Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации

Занятость населения и рынок труда

Социальный статус семьи и её типология