5. Проектування зубчастого механізму.
Вихідні дані: електролебідка (малюнок - 1) складається з електродвигуна 1, двох муфт: пружною 2 і сполучної 4, двоступінчастого циліндричного редуктора 3 та барабана 5.
Робота однозмінний, пускова навантаження до 150% від номінальної. Вантажопідйомність лебідки F, швидкість навивання каната на барабан V, діаметр барабана D задані в таблиці. Термін служби редуктора 20000 годин.
Потрібно: підібрати електродвигун, розрахувати зубчасті колеса тихохідної ступені редуктора. Виконати робочі креслення колеса і вала (формат А3)
Малюнок 1. Схема електромеханічного приводу
Вихідні дані: електролебідка (малюнок - 1) складається з електродвигуна 1, двох муфт: пружною 2 і сполучної 4, двоступінчастого циліндричного редуктора 3 та барабана 5.
Робота однозмінний, пускова навантаження до 150% від номінальної. Вантажопідйомність лебідки F, швидкість навивання каната на барабан V, діаметр барабана D задані в таблиці. Термін служби редуктора 20000 годин.
Потрібно: підібрати електродвигун, розрахувати зубчасті колеса тихохідної ступені редуктора. Виконати робочі креслення колеса і вала (формат А3)
Малюнок 1. Схема електромеханічного приводу
Послідовність розрахунку.
1. Вибір електродвигуна.
1.1. Визначаємо загальний ККД приводу лебідки.
а) ККД пари зубчастих коліс при роботі в масляній ванні
б) ККД, що враховує втрати в одній парі підшипників кочення
в) ККД, що враховує втрати в парі підшипників ковзання (вал барабана змонтований на підшипниках ковзання)
г) ККД муфти
Загальний ККД приводу
1.2. Необхідна потужність електродвигуна: Р 'дв
де F - зусилля на канаті барабана,
v - швидкість каната.
1.3. Вибір електродвигуна:
Вибираємо виходячи з умови: Р дв
Тип даного електродвигуна асинхронний, його параметри:
2. Кінематичний розрахунок.
2.1. Кутова швидкість вихідного валу редуктора і барабана:
n б = n 3 =
2.2. Загальне передавальне число:
U про = U p =
n 1 - число оборотів швидкохідного валу
n 3 = n б - число оборотів тихохідного валу
2.3. Розбивка передавального числа на щаблі:
U про = U р = U
де U б - передавальне число швидкохідної щаблі.
U т - передавальне число тихохідної ступені редуктора, зазвичай визначають U т = 0.88
2.4. Окружні швидкості валів редуктора:
- Швидкохідного (вхідного) n 1 = n Б
- Проміжного n 2 = n пр
- Тихохідного (вихідного) n 3 = n Т
2.5. Крутний момент на валах редуктора:
Крутний момент на валу барабана
Т б = Т 5 =
де D - діаметр барабана
Т 4 = Т Т =
Т 3 = Т пр =
Т 2 = Т Б =
3. Розрахунок зубчастих передач:
3.1. Вибір матеріалів для шестірні:
Бажаючи отримати редуктор з можливо меншими габаритами, вибираємо для обох пар зубчастих коліс сталь з підвищеними механічними якостями:
- Для шестерень z 1 і z 3 - сталь 40х; термообробка поліпшення; НВ257 (по табл., Орієнтуючись на діаметр заготовок до 150мм);
- Для зубчастих коліс z 2 і z 4 - сталь 40х; термообробка нормалізація, НВ200,
3.2. Визначення допустимих напружень.
3.2.1. Визначення контактної твердості матеріалу і допустимого контактної напруги.
У даному випадку в якості розрахункової контактної твердості матеріалу приймаємо її середнє значення.
Для шестерні за формулою
НВ 3 = 0,5 (НВ max + НВ min)
для колеса за тією ж формулою:
НВ 4 = 0,5 (НВ max + НВ min).
Оцінюємо можливість підробітки коліс за формулою
HB 3
Допустиме контактне напруження:
Для визначення допустимих контактних напружень приймаємо коефіцієнт запасу міцності S Hmin = 1.1предел контактної витривалості зубів:
- Для шестірні:
- Для колеса
Розрахункова кількість циклів напружень N K при постійному режимі навантаження визначаємо за формулою:
- Для шестірні:
N K 3 = 60n 3 cL h
- Для колеса:
N K 4 = 60n 4 cL h
Базове число циклів напружень розраховуємо в залежності від твердості матеріалу:
N H lim = 30N HB 2.4
- Для шестірні N H lim 3
- Для колеса N H lim 4
Коефіцієнт довговічності Z N при розрахунку за контактної витривалості знаходимо, враховуючи, що N k
Z N =
Визначаємо допустимі контактні напруги по формулі:
- Для шестірні:
- Для колеса:
З урахуванням рекомендацій обчислюємо розрахункове допустиме контактне напруження за формулою:
3.2.2. Допустимі напруги вигину.
Для визначення допустимих напруги вигину приймаємо коефіцієнт запасу міцності S f = 1,7; межа витривалості зубів на вигин для даного матеріалу визначається як
Коефіцієнт довговічності Y N при розрахунку на витривалість згинальну знаходимо за формулою:
де N Flim - базове число напружень на згині; N Flim =
Згідно з умовою приймаємо Y N 3 = Y N 4 = 1. Знаходимо коефіцієнт Y A, враховує двостороннє навантаження; в нашому випадку Y A 3 = Y A 4 = 1 (для одностороннього навантаження).
Визначаємо допустимі напруження згину за формулою
Допустимі напруги вигину для зубів шестерень, приймаючи [n] = 1,5,
До
[N] - необхідний (дозволений) коефіцієнт запасу міцності;
До
До Н - коефіцієнт режиму навантаження
До Н =
N ц =
N ц - число циклів навантаження;
n - кутова швидкість, об / хв;
Т - розрахункова довговічність (термін служби передачі), год; Т = 20000 годин;
а - кількість зачеплень зуба за один оборот колеса, а = 1;
При N ц
Для зубів шестерні маємо
[
Для зубів коліс приймаємо [n] = 1,5 і К = 1,5,
[
4. Розрахунок тихохідної ступені (косозубая).
4.1. Визначення потрібного міжосьової відстані з умови контактної міцності поверхні зубів.
Міжосьова відстань визначаємо за формулою
де U т = 4,5;
К а - косозубая передача (коефіцієнт, що враховує підвищення навантажувальної здатності за рахунок збільшення сумарної довжини контактних ліній).
4.2. Кількість зубів і модуль зачеплення.
Нормальний модуль зачеплення вибирається за формулою:
m = (0,01
Попередньо вибирається кут нахилу зубів
Кількість зубів шестерні
z 3 =
Кількість зубів колеcа
z 4 = U T
Сумарне число зубів
Уточнюється значення кута
для косозубой передачі перевіряється умова
тобто прийняте значення кута
4.3. Основні розміри зубчастої пари коліс тихохідної щаблі.
Діаметри тривалих кіл зубчастих коліс:
d 3 =
d 4 =
Перевіряємо міжосьова відстань:
a w =
b w =
Розрахунок діаметра вершин коліс:
d a 3 =
d a 4 =
Розрахунок діаметрів западин коліс:
D i 3 =
D i 4 =
4.4. Окружна швидкість колеса
V 2 =
При такій швидкості і твердості матеріалів зубчастих коліс менш НВ350 призначають 9-ту ступінь точності виготовлення зубів зубчастих коліс тихохідної пари.
4.5. Уточнення коефіцієнта навантаження:
Кн = К Н 
при несиметричному розташуванні коліс, К H
4.6. Перевіряємо розрахункові напруги при прийнятих розмірах передачі та уточненої величиною коефіцієнта навантаження:
4.6.1. Контактна напруга.
де К К - коефіцієнт для косозубой передачі, що враховує підвищення навантажувальної здатності за рахунок збільшення довжини контактних ліній.
4.6.2. Напруга вигину.
Сили, що діють в зачепленні:
- Окружне зусилля
F t =
- Радіальне зусилля
F p =
- Осьове зусилля
F a = F t tg
Перевіряємо міцність зубців по напруженням вигину
для шестерні при z V 3 =
для колеса при z V 4 =
Виробляємо порівняльну оцінку міцності і колеса:
- Для шестірні
- Для колеса
Подальший розрахунок ведеться по зуба колеса як менш міцному. К К = 1,4 для косозубих коліс.
Розрахункове (робочий) напруга вигину в небезпечному перерізі зуба z 4 порівняти з його припустимим.
4.6.3. Напруження при перевантаженнях.
Короткочасні перевантаження, не враховані при розрахунку, можуть призвести до втрати статичної міцності зубів. Тому після визначення розмірів передачі по опору втоми необхідно перевірити статичну міцність при перевантаженнях.
Максимальні контактні напруги при перевантаженні моментом Т пік можна виразити через напругу
Якщо значення Т пік не задано, його визначають за формулою Т пік = КТ m ах, де К-коефіцієнт зовнішньої динамічного навантаження, принемается рівним 1,5 ... 2,5.
Аналогічно, максимальні напруги вигину
5. Проектування тихохідного вала редуктора.
5.1. Попередній розрахунок
Виконується з умови розрахунку на кручення за заниженими допускаються напруженням кручення [
Умова міцності на кручення
Т кр - крутний момент на тихохідному валу
W р = 0,2 d в - момент опору кручення при [
d в min
Довжина вихідної частини валу для закріплення сполучної муфти l см2 = 1.5d см2
5.2. Ескізна компоновка вузла тихохідного валу
Ескізна компоновка дозволяє визначити осьові (поздовжні) розміри валу. На осьові розміри валу впливають ширина зубчастих коліс, довжина шпонок, що визначає довжину маточин коліс, ширина підшипників і ширина інших деталей.
5.2.1. Визначення довжини шпонок.
Довжина шпонок встановлюється з розрахунку на зняття
де Т - крутний момент на валу
d в - діаметр валу за місцем установки шпонки
[
l р = l - в - робоча довжина призматичної шпонки
l - повна довжина шпонки
b
З розрахунку на зняття знаходимо
Повна довжина шпонки l к = l рв + в
5.2.2. Вибір підшипників кочення.
Враховуючи, що нахил зубів коліс є незначним (
5.2.3. Ескізна компоновка редуктора.
Ескізну компоновку зазвичай поводять в два етапи. На першому етапі виявляються відстані між опорами і положення зубчастих коліс відносно опор для подальшого визначення опорних реакцій і розрахунку валів на міцність підшипників кочення. На другому етапі конструктивно оформляємо основні елементи редуктора для подальшої перевірки міцності валів, шпонок і інших деталей. З огляду на габарити редуктора, ескізна компоновка виконується в масштабі 1:2 або 1:1.
Компонування проводиться на одній проекції - розріз по осях валів при знятій кришці редуктора.
Враховуючи всі рекомендації, дані в літературі виконуємо перший етап ескізної компонування для вузла тихохідного валу.
7. Розрахунок підшипника на довговічність
7.1. Розглянемо реакції опор від сил, що діють в зачепленні:
- Від окружних сил F (в площині XZ)
З даного рівняння висловлюємо R Fx з урахуванням формули для F t.
Записуємо суму проекцій сил на вісь ОХ:
R Ex = F t - R Fx + F t пр. В.
- Від радіальних сил F r (у площині YZ)
F r = F t tg 20
Тоді
З даного рівняння висловлюємо R Fy
Сума проекцій сил на вісь ОY:
R Ey =-F r + R y - F r пр.в
Сумарні радіальні реакції знаходяться за формулами:
R E =
R F =
7.2. Необхідний коефіцієнт працездатності підшипників.
Підбір підшипників ведеться по більшій реакції:
З = 0,2 R F K k K б (h
де R F - велика з сумарних радіальних реакцій
h - бажаний термін служби підшипника; приймаємо рівним 8000 годин
К к - коефіцієнт кільця. Приймаються = 1
До б - динамічний коефіцієнт. Приймаються = 1,4
За даним коефіцієнту працездатності та діаметром валу підбираємо підшипник.
7.3. Теоретичний термін служби обраного підшипника (h):
(H
де С - необхідний коефіцієнт працездатності підшипників
R F - велика з сумарних радіальних реакцій
До б - динамічний коефіцієнт
8. Вибір муфти
9. Вибір посадок
10. Збірка вузла тихохідного валу.
Малюнок 2. Ескізна компоновка вертикального редуктора
1. Вибір електродвигуна.
1.1. Визначаємо загальний ККД приводу лебідки.
а) ККД пари зубчастих коліс при роботі в масляній ванні
б) ККД, що враховує втрати в одній парі підшипників кочення
в) ККД, що враховує втрати в парі підшипників ковзання (вал барабана змонтований на підшипниках ковзання)
г) ККД муфти
Загальний ККД приводу
1.2. Необхідна потужність електродвигуна: Р 'дв
де F - зусилля на канаті барабана,
v - швидкість каната.
1.3. Вибір електродвигуна:
Вибираємо виходячи з умови: Р дв
Тип даного електродвигуна асинхронний, його параметри:
2. Кінематичний розрахунок.
2.1. Кутова швидкість вихідного валу редуктора і барабана:
n б = n 3 =
2.2. Загальне передавальне число:
U про = U p =
n 1 - число оборотів швидкохідного валу
n 3 = n б - число оборотів тихохідного валу
2.3. Розбивка передавального числа на щаблі:
U про = U р = U
де U б - передавальне число швидкохідної щаблі.
U т - передавальне число тихохідної ступені редуктора, зазвичай визначають U т = 0.88
2.4. Окружні швидкості валів редуктора:
- Швидкохідного (вхідного) n 1 = n Б
- Проміжного n 2 = n пр
- Тихохідного (вихідного) n 3 = n Т
2.5. Крутний момент на валах редуктора:
Крутний момент на валу барабана
Т б = Т 5 =
де D - діаметр барабана
Т 4 = Т Т =
Т 3 = Т пр =
Т 2 = Т Б =
3. Розрахунок зубчастих передач:
3.1. Вибір матеріалів для шестірні:
Бажаючи отримати редуктор з можливо меншими габаритами, вибираємо для обох пар зубчастих коліс сталь з підвищеними механічними якостями:
- Для шестерень z 1 і z 3 - сталь 40х; термообробка поліпшення; НВ257 (по табл., Орієнтуючись на діаметр заготовок до 150мм);
- Для зубчастих коліс z 2 і z 4 - сталь 40х; термообробка нормалізація, НВ200,
3.2. Визначення допустимих напружень.
3.2.1. Визначення контактної твердості матеріалу і допустимого контактної напруги.
У даному випадку в якості розрахункової контактної твердості матеріалу приймаємо її середнє значення.
Для шестерні за формулою
НВ 3 = 0,5 (НВ max + НВ min)
для колеса за тією ж формулою:
НВ 4 = 0,5 (НВ max + НВ min).
Оцінюємо можливість підробітки коліс за формулою
HB 3
Допустиме контактне напруження:
Для визначення допустимих контактних напружень приймаємо коефіцієнт запасу міцності S Hmin = 1.1предел контактної витривалості зубів:
- Для шестірні:
- Для колеса
Розрахункова кількість циклів напружень N K при постійному режимі навантаження визначаємо за формулою:
- Для шестірні:
N K 3 = 60n 3 cL h
- Для колеса:
N K 4 = 60n 4 cL h
Базове число циклів напружень розраховуємо в залежності від твердості матеріалу:
N H lim = 30N HB 2.4
- Для шестірні N H lim 3
- Для колеса N H lim 4
Коефіцієнт довговічності Z N при розрахунку за контактної витривалості знаходимо, враховуючи, що N k
Z N =
Визначаємо допустимі контактні напруги по формулі:
- Для шестірні:
- Для колеса:
З урахуванням рекомендацій обчислюємо розрахункове допустиме контактне напруження за формулою:
3.2.2. Допустимі напруги вигину.
Для визначення допустимих напруги вигину приймаємо коефіцієнт запасу міцності S f = 1,7; межа витривалості зубів на вигин для даного матеріалу визначається як
Коефіцієнт довговічності Y N при розрахунку на витривалість згинальну знаходимо за формулою:
де N Flim - базове число напружень на згині; N Flim =
Згідно з умовою приймаємо Y N 3 = Y N 4 = 1. Знаходимо коефіцієнт Y A, враховує двостороннє навантаження; в нашому випадку Y A 3 = Y A 4 = 1 (для одностороннього навантаження).
Визначаємо допустимі напруження згину за формулою
Допустимі напруги вигину для зубів шестерень, приймаючи [n] = 1,5,
До
[N] - необхідний (дозволений) коефіцієнт запасу міцності;
До
До Н - коефіцієнт режиму навантаження
До Н =
N ц =
N ц - число циклів навантаження;
n - кутова швидкість, об / хв;
Т - розрахункова довговічність (термін служби передачі), год; Т = 20000 годин;
а - кількість зачеплень зуба за один оборот колеса, а = 1;
При N ц
Для зубів шестерні маємо
[
Для зубів коліс приймаємо [n] = 1,5 і К = 1,5,
[
4. Розрахунок тихохідної ступені (косозубая).
4.1. Визначення потрібного міжосьової відстані з умови контактної міцності поверхні зубів.
Міжосьова відстань визначаємо за формулою
де U т = 4,5;
К а - косозубая передача (коефіцієнт, що враховує підвищення навантажувальної здатності за рахунок збільшення сумарної довжини контактних ліній).
4.2. Кількість зубів і модуль зачеплення.
Нормальний модуль зачеплення вибирається за формулою:
m = (0,01
Попередньо вибирається кут нахилу зубів
Кількість зубів шестерні
z 3 =
Кількість зубів колеcа
z 4 = U T
Сумарне число зубів
Уточнюється значення кута
для косозубой передачі перевіряється умова
тобто прийняте значення кута
4.3. Основні розміри зубчастої пари коліс тихохідної щаблі.
Діаметри тривалих кіл зубчастих коліс:
d 3 =
d 4 =
Перевіряємо міжосьова відстань:
a w =
b w =
Розрахунок діаметра вершин коліс:
d a 3 =
d a 4 =
Розрахунок діаметрів западин коліс:
D i 3 =
D i 4 =
4.4. Окружна швидкість колеса
V 2 =
При такій швидкості і твердості матеріалів зубчастих коліс менш НВ350 призначають 9-ту ступінь точності виготовлення зубів зубчастих коліс тихохідної пари.
4.5. Уточнення коефіцієнта навантаження:
Кн = К Н
при несиметричному розташуванні коліс, К H
4.6. Перевіряємо розрахункові напруги при прийнятих розмірах передачі та уточненої величиною коефіцієнта навантаження:
4.6.1. Контактна напруга.
де К К - коефіцієнт для косозубой передачі, що враховує підвищення навантажувальної здатності за рахунок збільшення довжини контактних ліній.
4.6.2. Напруга вигину.
Сили, що діють в зачепленні:
- Окружне зусилля
F t =
- Радіальне зусилля
F p =
- Осьове зусилля
F a = F t tg
Перевіряємо міцність зубців по напруженням вигину
для шестерні при z V 3 =
для колеса при z V 4 =
Виробляємо порівняльну оцінку міцності і колеса:
- Для шестірні
- Для колеса
Подальший розрахунок ведеться по зуба колеса як менш міцному. К К = 1,4 для косозубих коліс.
Розрахункове (робочий) напруга вигину в небезпечному перерізі зуба z 4 порівняти з його припустимим.
4.6.3. Напруження при перевантаженнях.
Короткочасні перевантаження, не враховані при розрахунку, можуть призвести до втрати статичної міцності зубів. Тому після визначення розмірів передачі по опору втоми необхідно перевірити статичну міцність при перевантаженнях.
Максимальні контактні напруги при перевантаженні моментом Т пік можна виразити через напругу
Якщо значення Т пік не задано, його визначають за формулою Т пік = КТ m ах, де К-коефіцієнт зовнішньої динамічного навантаження, принемается рівним 1,5 ... 2,5.
Аналогічно, максимальні напруги вигину
5. Проектування тихохідного вала редуктора.
5.1. Попередній розрахунок
Виконується з умови розрахунку на кручення за заниженими допускаються напруженням кручення [
Умова міцності на кручення
Т кр - крутний момент на тихохідному валу
W р = 0,2 d в - момент опору кручення при [
d в min
Довжина вихідної частини валу для закріплення сполучної муфти l см2 = 1.5d см2
5.2. Ескізна компоновка вузла тихохідного валу
Ескізна компоновка дозволяє визначити осьові (поздовжні) розміри валу. На осьові розміри валу впливають ширина зубчастих коліс, довжина шпонок, що визначає довжину маточин коліс, ширина підшипників і ширина інших деталей.
5.2.1. Визначення довжини шпонок.
Довжина шпонок встановлюється з розрахунку на зняття
де Т - крутний момент на валу
d в - діаметр валу за місцем установки шпонки
[
l р = l - в - робоча довжина призматичної шпонки
l - повна довжина шпонки
b
З розрахунку на зняття знаходимо
Повна довжина шпонки l к = l рв + в
5.2.2. Вибір підшипників кочення.
Враховуючи, що нахил зубів коліс є незначним (
5.2.3. Ескізна компоновка редуктора.
Ескізну компоновку зазвичай поводять в два етапи. На першому етапі виявляються відстані між опорами і положення зубчастих коліс відносно опор для подальшого визначення опорних реакцій і розрахунку валів на міцність підшипників кочення. На другому етапі конструктивно оформляємо основні елементи редуктора для подальшої перевірки міцності валів, шпонок і інших деталей. З огляду на габарити редуктора, ескізна компоновка виконується в масштабі 1:2 або 1:1.
Компонування проводиться на одній проекції - розріз по осях валів при знятій кришці редуктора.
Враховуючи всі рекомендації, дані в літературі виконуємо перший етап ескізної компонування для вузла тихохідного валу.
7. Розрахунок підшипника на довговічність
7.1. Розглянемо реакції опор від сил, що діють в зачепленні:
- Від окружних сил F (в площині XZ)
З даного рівняння висловлюємо R Fx з урахуванням формули для F t.
Записуємо суму проекцій сил на вісь ОХ:
R Ex = F t - R Fx + F t пр. В.
- Від радіальних сил F r (у площині YZ)
F r = F t tg 20
Тоді
З даного рівняння висловлюємо R Fy
Сума проекцій сил на вісь ОY:
R Ey =-F r + R y - F r пр.в
Сумарні радіальні реакції знаходяться за формулами:
R E =
R F =
7.2. Необхідний коефіцієнт працездатності підшипників.
Підбір підшипників ведеться по більшій реакції:
З = 0,2 R F K k K б (h
де R F - велика з сумарних радіальних реакцій
h - бажаний термін служби підшипника; приймаємо рівним 8000 годин
К к - коефіцієнт кільця. Приймаються = 1
До б - динамічний коефіцієнт. Приймаються = 1,4
За даним коефіцієнту працездатності та діаметром валу підбираємо підшипник.
7.3. Теоретичний термін служби обраного підшипника (h):
(H
де С - необхідний коефіцієнт працездатності підшипників
R F - велика з сумарних радіальних реакцій
До б - динамічний коефіцієнт
8. Вибір муфти
9. Вибір посадок
10. Збірка вузла тихохідного валу.
Малюнок 2. Ескізна компоновка вертикального редуктора
6. Розрахунок клиноремінною передачі.
Вихідні дані:
Р - потужність на вхідному валу
n 1 = n ac - число оборотів вхідного валу
U pn - передавальне число
E - коефіцієнт пружного ковзання ременя.
Потрібно: розрахувати клиноременную передачу, що працює в різних навантажувальних режимах (малюнок 2) за даними таблиці.
Малюнок 3. Схема ремінної передачі.
Послідовність розрахунку.
На малюнку 4 наведена розрахункова схема клиноремінною передачі.
Малюнок 4. Кліноременная передача.
1. Вибір типорозміру перетину ременя.
Залежно від потужності і частоти обертання вала вибираємо відповідне перетин ременя, що має наступні параметри (див. Ануров В. І. Довідник конструктора-машинобудівника)
вр - розрахункова ширина ременя
Т 0 - висота ременя
Вихідні дані:
Р - потужність на вхідному валу
n 1 = n ac - число оборотів вхідного валу
U pn - передавальне число
E - коефіцієнт пружного ковзання ременя.
Потрібно: розрахувати клиноременную передачу, що працює в різних навантажувальних режимах (малюнок 2) за даними таблиці.
Послідовність розрахунку.
На малюнку 4 наведена розрахункова схема клиноремінною передачі.
1. Вибір типорозміру перетину ременя.
Залежно від потужності і частоти обертання вала вибираємо відповідне перетин ременя, що має наступні параметри (див. Ануров В. І. Довідник конструктора-машинобудівника)
вр - розрахункова ширина ременя
Т 0 - висота ременя
2. Рухаючись обертаючий момент на вхідному валу передачі
3. Розрахунковий діаметр меншого шківа:
Діаметр шківа вибираємо зі стандартного ряду за ГОСТ 17383-73
4. Розрахунковий діаметр великого шківа:
5. Уточнюємо передаточне відношення:
6. Міжосьова відстань а р слід приймати в інтервалі:
Т 0 - висота перерізу ременя,
приймаємо а max
7. Розрахункова довжина ременя
8. Уточнене значення міжосьової відстані а р з урахуванням стандартної довжини ременя L.
При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані на 0.01L для збільшення напруги ременів.
9. Кут обхвату меншого шківа:
10. Вибираємо:
а) коефіцієнт динамічності та режиму робіт, що враховує умови експлуатації передачі - С р> 1
б) коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя C L = 0.93
в) коефіцієнт, що враховує вплив кута обхвату C a = 0.9
г) коефіцієнт, що враховує число ременів в передачі C Z = 0.9
д) коефіцієнт матеріалу С м = 1
11. Число ременів в передачі:
де Р о - потужність, що передається одним клиновим ременем
12. Напруга гілок одного клинового ременя:
13. Тиск на вали визначається за формулою:
14. Ширина обода шківа:
е, f - параметри профілю канавок шківів [Ануров В.І. - Таб.26, с.499]
Довідковий матеріал:
Діаметр шківа вибираємо зі стандартного ряду за ГОСТ 17383-73
5. Уточнюємо передаточне відношення:
Т 0 - висота перерізу ременя,
приймаємо а max
7. Розрахункова довжина ременя
8. Уточнене значення міжосьової відстані а р з урахуванням стандартної довжини ременя L.
При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжосьової відстані на 0.01L для збільшення напруги ременів.
10. Вибираємо:
а) коефіцієнт динамічності та режиму робіт, що враховує умови експлуатації передачі - С р> 1
б) коефіцієнт, що враховує вплив довжини ременя C L = 0.93
в) коефіцієнт, що враховує вплив кута обхвату C a = 0.9
г) коефіцієнт, що враховує число ременів в передачі C Z = 0.9
д) коефіцієнт матеріалу С м = 1
11. Число ременів в передачі:
де Р о - потужність, що передається одним клиновим ременем
12. Напруга гілок одного клинового ременя:
13. Тиск на вали визначається за формулою:
14. Ширина обода шківа:
е, f - параметри профілю канавок шківів [Ануров В.І. - Таб.26, с.499]
Список рекомендованої літератури:
1. Ануров Є.С. Довідник конструктора-машинобудівника тому 2. М.: Машинобудування, 1982 - 450 с.
2. Іванов М.М. Деталі машин. М.: Вища школа, 1991 - 383 с.
3. Дунаєв П.Ф. Конструювання вузлів і деталей машин. М.: Вища школа, 1978 - 348 с.
4. Решетов Д.Н. Деталі машин. М.: Машинобудування 1984.
1. Ануров Є.С. Довідник конструктора-машинобудівника тому 2. М.: Машинобудування, 1982 - 450 с.
2. Іванов М.М. Деталі машин. М.: Вища школа, 1991 - 383 с.
3. Дунаєв П.Ф. Конструювання вузлів і деталей машин. М.: Вища школа, 1978 - 348 с.
4. Решетов Д.Н. Деталі машин. М.: Машинобудування 1984.