РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Рассчитать клиноременную передачу привода центробежного компрессора от электродвигателя переменного тока при n₁ = 1450 мин^-1 , передаваемой мощности N=6 кВт., частоте вращения ведомого шкива n₂=370 мин^-1 (допускаемое отклонение ±3%) односменной работе, спокойном режиме.

Решение выполнено на основе ГОСТ 12841-8-1284 3-80; в скобках даны обозначения, принятые в учебнике, l_р(в_р), Т_о, (h), C_L (K_L), L_р (l), C_L(K_L); C_z(K_п), С_р(К_р).

1. При заданной мощности N=6 кВт и частоте вращения малого (ведущего) шкива n₁ = 1450 мин^-1 из чертежа 2 выбирается сечение ремня Б: l_р=14 мм, Т_о=10,5мм.

2. Передаточное число:

3. С целью ограничения числа ремней Z≤4 необходимо, чтобы мощность передаваемая одним ремнем, N_о≥6/4=1,5 кВт. Из табл. 3 следует, что при d₁=125 мм, передаточном числе U≥3 и длине ремня L_р =2240 мм – N_о=2,5 кВт.

4. Диаметр ведомого шкива при относительном скольжении:

По ГОСТ 20895-80 принимаем d₂=500 мм; действительное передаточное число 500/125=4, частота вращения n₂=1450/4=362,5 мм^-1, а отклонение от заданной составляет (370-36,5)/370≈2%, что удовлетворяет условию.

5. Межосевое расстояние должно быть больше a_min=0,55(d₂+d₁)+Т_о=055(125+500)+105≈354 мм; принимаем а=500 мм.

6. Расчетная длина ремня:

Принимаем по ГОСТ 12841-80 L_р =2000 мм. Окончательное межосевое расстояние определяем по этой же формуле при подстановке L_р =2000 мм, что дает а=472 мм.

7. Коэффициент, учитывающий угол обхвата L₁ на ведущем шкиве при

L₁=180^o-57^o(d₂-d₁)/a=180^o-57(500-125)/427≈134^o по табл. 8 С_L=0,87.

8. Коэффициент, учитывающий длину ремня по табл. 9 С_Zⁱ≈0,95.

9. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями, С_Z=0,95

10. Коэффициент, учитывающий режим работы, по табл. 10 С_р=1,00.

11. Мощность передачи с одним ремнем.

N_р=N_oC C_L/Cр=2,5∙0,87∙0,98/1,00=2,12 кВт.

12. Необходимое число ремней:

Z=N/(N_рС_Z=6/(2,12∙0,95)=2,97,

Принимаем Z=3

13. Скорость ремня .

14. Частота пробегов V=V/L_р=9,49/2≈4,75 с^-1 что удовлетворяет условию .

15. Передаваемое окружное усилие:

F_t=N/V=6/9,49=0,63 кН.

16. Сила, действующая на вал:

Рассчитать передачу зубчатым ремнем в приводе токарного станка: номинальная передаваемая мощность N₁=10 кВт, частота вращения ведущего и ведомого шкивов n₁=41450 мин^-1; n₂=725 мин^-1; межосевое расстояние а= 1000 мм; режим работы двухcменной. Решение, выполнено на основе ОСТ 3805227-81 и ОСТ 38.05114-76:

N_р(N); N_n(N₁); C_u(K_u); C_z(K_z); C_р(К_р).

1. Расчетная мощность при коэффициенте режима работы из табл. 2: С_р=1,7; N_р= NнС_р=10∙1,7=17 кВт.

2. Модуль ремня при n₁=1450 мин^-1 и N_р=17 кВт по черт 2: m=7мм.

3. Число зубьев ведущего шкива при n₁=1450 мин^-1 и m=7мм из табл. 3 Z₁=26/

4. Передаточное число u=n₁/n₂=1450/725=2.

5. Число зубьев ведомого шкива: z₂=z₁u=26∙2=52/

6. Диаметры делительных окружностей шкивов: d₁=z₁m=7∙26=182 мм; d₂=z₂m=7∙52=364 мм.

7. Длина ремня

8. Число зубьев ремня: , принимаем Z_р=130.

9. Действительная длина ремня: мм.

10. Межосевое расстояние из формулы для l¹ при подстановке l=2858,7мм; а=996,6 мм.

11. Число зубьев ремня в пределах угла обхвата, с ведущим шкивом

12. Окружная скорость ремня:

13. Расчетная окружная сила:

14. Допускаемая номинальная удельная окружная сила по табл. 6:

w₀=32н/мм

15. Коэффициенты, учитывающие: передаточное число С_u=1(при u>1); число зубьев в пределах дуги обхвата C_z=1(при z₀>6).

16. Расчетная удельная окружная сила: W=W_oC_uC_z=32∙1∙1=32 н/мм.

17. Масса 1 м ремня шириной 1 мм по табл. 7: m_р=0,008 кг/(м∙мм).

18. Допускаемая удельная окружная сила:

.

19. Расчетная ширина ремня:

;

принимаем по табл. ОСТ 3805114-76 в=40мм.

20. Расстояние от оси металлотроса до впадины между зубьями из табл. 1 ОСТ 38 05114-76 ∆=0,8 мм.

21. Податливость по табл. 5 ОСТ 38 05227-81: ; удельная податливость .

22. Поправка на диаметры вершин зубьев:

,

.

23. Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁-2∆+K₁=182-2∙0,8+0,17=180,57мм

d_a2=d₂-2∆+K₁=364-2∙0,8-0,34=362,04мм

24. Начальное натяжение ремня:

F_o=0,1F_t+m_рV²в=0,1∙1,2+0,008,14²∙40

=0,18 кН.

25. Сила, действующая на валы: .

Рассчитать горизонтальную цепную передачу в приводе

Рассчитать при частоте вращения ведущей звездочки n₁=725мин^-1, ведомой – n₂=230мин^-1, передаваемой мощности N=6,5 кВт, двухсменной работе, спокойном режиме. Регулирование натяжения цепи – путем передвижения звездочки, капельная смазочная система.

Решение выполнено с использованием ГОСТ 13568-75.

1. В виду малой передаваемой мощности и сравнительно небольшой частоты вращения ведущей звездочки принимаем приводную роликовую цепь.

2. Передаточное число U=n/n₂=725/230=3,13.

3. Число зубьев ведущей звездочки Z_1min=29-2u=29-2∙3,13=23, принимаем из ряда чиселR_z40, Z₁₌₂₅

4. Число зубьев ведомой звездочки Z₂=Z_1и=25∙3,13=78,25, принимаем Z₂=78.

5. Шаг цепи при

Расчет на износостойкость:

принимаем цепь ПР-15,875-2270(ГОСТ 13568-75): при этом =25>23МПа.

6. Намечаем ориентировочное межосевое расстояние из интервала а=(30…50)Р; принимаем а=40∙15,875=635 мм.

7. Число звеньев цепи Z₃=2a/р+0,5(Z₂+Z₁)+[(Z₂-Z₁)/2 ]²Р/а=

=2∙635∙/15,875+0,5(25+78)+[(78-25)/2 ]²∙15,875/635=133,28; принимаем Z₃=134.

8. При подстановке в вышеприведенную формулу Z₃=134, найдем

а=640,8 мм.

9. Окружная сила F_t=6∙10⁷N/(Z,n,P)= 6∙10⁷∙6,5/(25∙725∙15,875)=1355н.

10. Коэффициенты, характеризующие условия эксплуатации рассчитываемой передачи = К_э=1; K_v=1; К_а=1; К_рт=1; К_с=1; ; К_р=1,25; К_z=1.

11. Расчетная окружная сила F=F_tkК=F_t∙K_э∙K_v∙K_a∙K_pг∙К_с∙ ∙К_р∙K_z=1355∙1,25=1694н.

12. Масса цепи длиною 1м по ГОСТ 13568-75 m=0,8 кг/м.

13. Скорость цепи:

14. Сила натяжения цепи от центробежных сил .

15. Динамическая нагрузка K_v= F_t∙К_уд=1355∙0,5=678н при коэффициенте динамической нагрузки К_уд=0,5.

16. Сила натяжения цепи от провисания F₀= при коэффициенте, учитывающем угол наклона передачи, , т.к. .

17. Наибольшая сила натяжения, действующая на цепь:

F_max=F₁=F_t+F_ц+F_v+F_o=1355+18+678+30=2081н.

18. Коэффициент запаса прочности S=F_pmin/F_max=22700/2081=10,9>[S]=10 при минимальной разрушающей нагрузке для данной цепи F_pmin=22700 Н и допускаемом коэффициенте запаса прочности [S]=10.

19. Сила, действующая на валы: /

РАСЧЕТНЫЕ СХЕМЫ ВАЛОВ И ОСЕЙ

К_рез – коэффициент способа регулирования;

К_с – коэффициент смазки и загрязнения передачи;

К_реж - коэффициент режима работы.

ПЕРЕДАЧА ВИН-ГАЙКА

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ:

Передача служит для преобразования вращательного движения в поступательное. Передаточное отношение условно можно выразить:

i= S_м/S_r=

где S_м – окружное перемещение маховика:

S_r – перемещение гайки;

- диаметр маховика;

- ход винта.

Зависимости между осевой силой F_a на гайке и окружной силой F_t на маховике:

Для примера при р_i=1, d_м=200, i=628, , - при простой и контактной конструкции передача позволяет получать большой выигрыш в силе. Основной недостаток – низкий КПД <0,5.

Особенности расчета

Основным критерием работоспособности этих резьб является износостойкость – используют антифрикционные материалы:

где z=H/p.

При этом:

- коэффициент высоты гайки;

- коэффициент высоты резьбы.

- трапецеидальная и прямоугольная резьба;

- упорная резьба;

Расчет на устойчивость:

,

где - коэффициент уменьшения допускаемых напряжений зависит от гибкости стержня .

, ; .

ВАЛЫ И ОСИ

Общие сведения

На валах размещаются вращающиеся детали: зубчатые колеса, шкивы и т.п. Вал отличается от оси тем, что передает вращающий момент, а ось не передает. Ось бывает как вращающаяся, так и не вращающаяся.

Различают валы: прямые, коленчатые, гибкие. Стремятся проектировать валы равного сопротивления.

Проектный расчет валов.

При проектном расчете обычно известно вращающий момент на валу или мощность, частота вращения, нагрузка и размеры основных деталей. Требуется определить размеры и материалы вала.

Валы рассчитывают на прочность, жесткость и колебания.

1. Оценивается диаметр вала по Т:

к –коэффициент, учитывающий режим нагрев. К=55…46

обычно принимают:

- для трансмиссии валов;

- для редуктор валов.

2. Разработка конструкции вала.

3. Выполняется проверочный расчет

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ