Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
3. Расчет ременной передачи
Исходные данные:
1. Из кинематического и энергетического расчетов: Т1 = 17,07Н∙м;
n1 = 1410 мин-1; u = 1,82; коэффициент суточного использования κC = 0,66.
2. Ограничения. Диаметры шкивов должны вписываться:
а). ведущий шкив – в габариты двигателя, т.е. d1 ≤ d30, где d30 – размер двигателя. Для двигателя АИР100S4УЗ d30 = 240мм;
б). ведомый шкив – в габариты редуктора, т.е. в первом приближении d2 ≤
d2зуб + 100, где d2зуб – делительный диаметр колеса зубчатой передачи редуктора, 100мм – добавка на высоту корпуса относительно диаметра колеса: по расчетам d2зуб = 114мм и тогда d2 ≤ 214мм.
Расчет передачи
1. Коэффициент СР по табл. 6.1 для цепного конвейера при двухсменной работе (κC = 0,66) – режим средний: СР = 1,1.
Расчетный момент по формуле:
Т1Р = Т1СР = 17,07∙1,1 = 18,77Н∙м.
2. По табл. 6.2 в интервале Т1 = 11…70Н·м– сечение ремня А ГОСТ 1284.1-89 с параметрами: WP = 11; W = 13, T = 8±0,4; y0 = 2,8мм; площадь сечения A = 81мм2; масса 1 м mп = 0,01кг/м; LP = 560…4000мм; минимальный диаметр шкива d1min = 90мм.
3. Диаметры шкивов. Разделив неравенство 0,7(d1 + d2) < а < 2(d1 + d2) на d1, получим 0,7(1 + u) < а/ d1 < 2(1 + u). При u = 1,82 будем иметь
1,97 d1 < а < 5,64 d1.
Чем больше диаметр d1, тем меньше изгиб ремня и выше долговечность. С учетом ограничения d2 ≤ 214мм можем иметь в пределе d1 = 214/1,82 = 117,6мм. Принимаем по ГОСТ Р 50641 – 94 на шкивы d1 = 112мм > d1min = 90мм; d2’ = 112∙1,82 = 203,84мм, округляя по ГОСТ, будем иметь d2 = 200мм.
4. Фактическое передаточное число с учетом скольжения по формуле
uф = d2/[d1(1 - ξ)] = 200/[112(1-0,01)] = 1,8, где ξ = 0,01 – коэффициент упругого скольжения.
Окружные скорости по формуле υ1 = π∙d1∙n1/60000 = 3,14∙112∙1410/60000 =
= 8,26м/с; υ2 = υ1(1-ξ) = 8,26(1 – 0,01) = 8,18м/с.
5. Межосевое расстояние 1,97 ∙112 < а < 5,64∙112, получим в пределах
221 < а < 631мм. По рекомендации оптимальности а при u = 2 aopt/d2 = 1,2;
aopt = 1,2∙200 = 240мм.
6. Длина ремня. Расчетная длина ремня по формуле LP’ = 2a +ω + q/a,
где ω = 0,5∙π∙(112+200) = 489,84мм; q = [(200 - 112)/2]2 = 1936мм2; LP’ = 2∙240+
+ 489,84 + 1936/240 = 977,9мм. По ГОСТ принимаем LP = 1000мм – с округлением в большую сторону.
7. Уточнение номинального межосевого расстояния по формуле
anom = 0,25[LP – ω +[( LP - ω)2 – 8q]1/2] = 0,25[1000 – 489,84+[(1000 – 489,84)2 –
8∙1936]1/2] = 251,22мм.
Выбираем класс ремней ΙΙ, тогда S1 = 0,025, S2 = 0,009 и удлинение ремня при эксплуатации по формуле (6.8) ∆1≥0,025·1000 = 25мм. Принимаем ∆1 = 25мм и anom + ∆1 = 276. Уменьшение anom по формуле (6.9) ∆2≥0,009·1000 + 2·11 ≥31мм. Принимаем ∆2 = 31мм. Ход натяжного устройства ∆ = ∆1 + ∆2 = 56мм.
то
8. Угол обхвата по формуле α1 = π – (d2 – d1)/a = 180 – 57(200 – 112)/251,22 =
= 160,010 >1100.
9. Число ремней по формуле K’ = P/(P0CαCLCk), где Р = Т1n1СР/9550 =
17,07·1410·1,1/ 9550 = 2,77кВт. При d1 = 112мм, n1 = 1410 для сечения А класса ΙΙ
Р0 = 1,2Вт. При α1 = 1600 коэффициент Сα = 0,95.
СL = (LP/ L0Р)1/m = (1000/1700)1/3,6 = 0,863, где L0Р = 1700мм – расчетная длина типового ремня; m = 3,6 (LP< L0Р).
При СК = 1 K’ =2,77/(1,2∙0,95∙0,86∙1) = 2,82 ≈ 3. При K = 3 Ck = 0,78.
Уточнение числа ремней при Ck = 0,78 K’ = 2,77/(1,2∙0,95∙0,86∙0,78) = 3. Принимаем K = 3 < [6…8].
10. Натяжение ветви ремня. Номинальная мощность комплекта ремней
Рnom = T1n1/9550 = 2,52кВт; скорость υ1 = 8,26м/с, масса 1 м mп = 0,01кг/м, тогда
F0 = 500(2,5 – 0,95)∙2,52∙1/0,95∙8,26∙4 + 0,01∙8,262 = 51,12Н.
Прогиб ветви ремня f = 1,55∙10-2∙ 251,22 = 3,89мм.
11. Число пробегов ремня в секунду μ = 103υ/ LP = 103∙8,26/1000 = 8,26< [20]. Долговечность ремня обеспечивается.
12. Запись в спецификации: РЕМЕНЬ А 1000 ΙΙ ГОСТ 1284.1-89.
13. Силы на валах со стороны шкивов по формуле FB = 2F0∙K∙sin(α1/2) =
= 2∙51,12∙4∙sin(160/2) = 402,8H. При угле ψ = 00 FBX = FBыX = 402,8H;
FBy = 0.