![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Расчет клиноременной передачи. ⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 2
Скорость клиноременной передачи не должна превышать 30м/c, так как при v > 30 м/c клиновые ремни начинают вибрировать. Оптимальная окружная скорость, при которой передача работает устойчиво, v =5…25 м/с. Предварительно задаемся скоростью ремня v = 20 м/c. По таблице 6.9 стр. 234 [13] выбираем профиль ремня А. По таблице 6.5 стр. 218 [13] при v > 10 м/с выбираем диаметр ведущего шкива d1= 0, 16 м. Определяем скорость ремня v по формуле: Допускаемая скорость ремня [v]=25м/c [13] Имеем v < [ v] Передаточное отношение равно: Принимаем u=1, 0, тогда nI = n0=2900 мин-1 и d1= d2=160мм. Назначаем межосевое растояние а Для нормальной работы передачи: аmin=0, 6(d1+d2)= 0, 6(160+160)=192(мм)
Принимаем a=500 мм Определяем расчетную длину L ремня по формуле:
По ГОСТ 1284.1-89 принимаем L=1500 мм. Проверяем долговечность ремня по числу пробелов: должно выполнятся условие U£ [U], Где [U]=10- допускаемое число пробелов ремня за 1с. Так как U> [U], то рассчитываем длину ремня по формуле: По ГОСТ 1284.1-89 выбираем L=2500мм. Уточняем межосевое расстояние a по формуле. Принимаем a=750мм. Для установки и замены ремней предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 2 %. а min=a-0, 02a=750-0, 02*750=735(мм). Для компенсации вытяжки ремня во время эксплуатации предусматриваем возможность увеличения a на 5, 5 % от длины ремня L.
Задаемся напряжением s0 от предварительного натяжения. На основаниии рекомендаций [13] принимаем s0=1, 2мПа. Определяем допускаемое полезное напряжении [K]п по формуле: [K]п=K0*Ca CvCp мПа, где К0-исходное полезное напряжение, мПа; Сa - коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата a на меньшем шкиве; Сv-коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность центробежных сил; Сp- коэффициент режима. По таблице 8.17[6] принимаем К0=1, 78 мПа. По таблице 8.10[6]принимаем Сα =1, 0. По таблице 8, 11[6]принимаем Сv=0, 88. По таблице 8, 12[6] принимаем сp=0, 9 [K]п=1, 78*1, 0*0, 88*0, 9=1, 41 (МПа). Рассчитываем окружную силу Ft по формуле: Определяем требуемое число ремней по формуле: Где А - площадь поперечного сечения клинового ремня, мм2 А=81 мм2 (табл.8.9[13]).
Определяем начальную силу натяжения ремня: В начальный период после перетяжки ремней напряжение σ 0 в них увеличивается в 1, 5 раза и максимальная нагрузка на валы: По ГОСТ 20889-88 применяем шкив min 4 и углом канавки равным 36˚. Wp=11, 0 мм; σ min=3, 3 мм; h=8, 7 мм; l=15, 0 ±0, 3 мм; f=10, 0+2-1; r=1, 0 мм; b1= 13, 3 мм. M=(Z-1)l+2f мм. М=(6-1) 15+2*10=95 мм. de=dp+2b мм. de=125+2*3, 3=166, 6(мм) dст=(1, 7…2) dв мм.
Рис.4.2 Основные размеры клинового шкива. Размеры c и σ принимаем ориентировочно. c=8…14 мм, принимаем c=10 мм. σ =6…10 мм, принимаем σ =8 мм. Размеры L, dв и dст определяем после расчета вала. dв=60 мм.
Принимаем dст=110 мм. По ГОСТ 20 889-88 для dв=60мм. L=120мм. Так как v< 30м/c, то для изготовления шкивов выбираем серый чугун марки С418 ГОСТ 1412-85.
4.6 Расчет вала. Рис.4.3 Схема нагружения вала электродвигателя и ведомого вала с указанием направления их вращения и всех сил. Определяем вращающий (крутящий) момент Р0=36, 7 кВт PI=Pвых =34, 5 кВт n0=2900 мин –1 nI=2900мин –1 Т0=120, 4 Н· м.
ТI=113, 8 Н·м
Рис. 4.4 Служебная кинематическая схема привода.
Строим расчетную схему для вала (ротора): Выбираем конструктивные размеры Lp, L и Lg. Lp= 55мм, L=530 мм. Определяем реакции опор А и В.
Из (2) Тогда Rbx=Fr2+Rax=1750+181, 5=1931, 5(Н). Строим эпюру М у. Участок I. 0≤ Z1≤ My1=0 Участок II 0≤ Z2≤ 0, 53 м МуII=RAx·Z2 При Z2=0 MyII=0 При Z2=0, 053 м МуII=181, 5·0, 053=9, 7(Н·м)≈ 10 Н·м.
Строим эпюру Мz. Mz=ТI=113, 8 Н·м==114 Н·м.
Для опасного сечения расчет производим на изгиб с кручением по III гипотезе прочности, принимая допускаемое напряжение [σ -1]=50…60Н/мм2
Диаметр выходного конца вала определяем по формуле:
где[ τ ]-допускаемое напряжение на кручение, Н/мм2. [ τ ] 20…35 Н/мм2.
По конструктивным соображениям: 1. d k min=(0, 8…1, 0) dдв., где dдв-вал электродвигателя. 2. dn> dк, d n min =dк+ 5 мм. 3. dc> dn. Принимаем: dк = d дв=60 мм. dn=60+5=65 (мм).
dc=65+5=70 мм. Рис.4.5. Вал молотковой дробилки. Так как вал (ротор) не испытывает больших нагрузок, то для его изготовления выбираем сталь 20 ГОСТ 1050-88.
Рассчитываем подшипник для опоры В, так как она наиболее нагружена. Dn=65 мм, Rв=1931, 5 Н≈ 1, 9 кН. Предварительно выбираем шариковый радиальный сферический двухрядный подшипник средней серии 1313 ГОСТ 5720-75, для которого С=61, 8 кН; Со=29, 5 кН, и определяем его долговечность. Расчетную долговечность определяем по формуле: Где С- динамическая грузоподъемность, кН; Р- эквивалентная нагрузка, кН; р – показатель степени; для шарикоподшипников р=3. Так что Fa=0, то тогда: P = Fr · V · Kσ ·Kт кН, (стр. 361[6]) Где V – коэффициент вращения; V=1- вращается внутреннее кольцо. Кσ -коэффициент безопасности, применяем Кσ =1, 2(табл.12, 27[6]) К т - температурный коэффициент. К т=1, 0, так как рабочая температура подшипника меньше 105˚ С. F r = Rв = 1, 9 к Н. Тогда Р в = R в · V· Kσ · KT = 1, 9·1, 0·1, 2·1, 0=2, 28 (кН)
Несмотря на то, что расчетная долговечность Lh намного больше рекомендуемой, принимаем подшипник 1313 ГОСТ 5720-75, наружный диаметр которого позволяет установить манжеты резиновые армированные для уплотнения вала. Для подшипника 1313 d=65мм; D=140мм; Н=33 мм;
|