Быстрый поиск

Курсовая работа: Проектирование редуктора

5.7 Допускаемая мощность, которую может передать один ремень в заданных условиях эксплуатации

[P] = (PCC + P) C, где

P– номинальная мощность, которую передает ремень в определенных условиях (при = 180; U = 1; V = 10 м/с; длина L; спокойная нагрузка).

С– коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня в зависимости от отношения данной длины ремня к исходной L.

C – коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата.

C – коэффициент, учитывающий режим работы передачи.

P– поправка, учитывающая уменьшение влияния на долговечность изгиба ремня на большем шкиве с увеличением передаточного отношения.

Она рассчитывается по формуле:

P = 10Тn,

где Т – поправка к моменту на быстроходном валу в зависимости от передаточного отношения (табл. 8.8 [2, c. 158])

при U = 2,28 и типе ремня А имеем Т = 1,1 Нм

По табл. 6.3 [3, с. 39] определяем номинальную мощность P. Для ремня сечением типа А при n = 950 об/мин и d= 100 мм, P = 0,95 кВт

По рекомендациям [2, с. 156] C = 0,92 при = 150

С определяем по табл. 8.7 [2, с. 158]

Для ремня типа А имеем L = 1700 мм, тогда L/ L = 1000/1700 = 0,59 значит С = 0,89

Коэффициент C принимаем по табл. 6.7 [3, с. 41]. При заданном характере нагрузки принимаем C = 0,95.

Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем:

[P] = (0,950,920,89 + 101,1950) 0,95 = 0,84 кВт

5.8 Необходимое число ремней с учетом неравномерности распределения нагрузки между ремнями

Z =

где Р = Р– заданное значение передаваемой мощности, Р = 3 кВт

С– коэффициент числа ремней. Принимаем С= 0,95 [2, с. 156]

Должно выполняться условие: Z Z=6 (8)

Z = = 3,75

Принимаем Z = 4, что меньше Z= 6

Следовательно, передача будет иметь допустимое число ремней.

5.9 Сила предварительного натяжения одного ремня

F= + qV

где q– масса 1 м длины ремня, q= 0,105 для сечения типа А (табл. 8.1 [2, с. 151])

F= + 0,1054,97= 137 Н

5.10 Нагрузка на валы передачи

F= 2FZsin(/2) = 21374sin(150/2) = 1059 Н

Угол между силой и линией центров передачи:

= arctg[]ctg = arctg[]ctg = 11

Если < 20, то можно принимать, что F направлена по линии центров передачи.

5.11 Проверяем частоту пробегов ремней на шкивах

n= V/L [n] = 10c, (L = 1000 мм = 1 м)

n= 4,87/1 = 4,97с < 10c

5.12 Размеры шкивов клиноременных передач регламентированы ГОСТ 20889–80 – 20897–80, размеры профиля канавок – ГОСТ 20898–80.

Материалы и способ изготовления шкивов зависят от окружной скорости ремня V.

Т.к. имеем V = 4,97 м/с < V = 30 м/с применяем литые шкивы из чугуна СЧ15. У шкивов клиноременных передач (рис. 5.1) рабочей поверхностью являются боковые стороны клиновых канавок, число и размеры которых зависят от выбранного расчетом сечения ремней (табл. 4.10 [1, с. 115])

Рис. 6.1

Для сечения А принимаем:

= 11 мм; b = 3,3 мм; h = 8,7 мм; e = 15 мм; f = 10 мм; = 1,2h = 10,44 мм; С = 1,25= 13,05 мм; d= 1,65d; = (1,2…1,5) d

Ширина шкива М = (z 1) е + 2f = (4 – 1)15 + 210 = 65 мм, где z – число клиновых ремней

Для обеспечения правильного контакта ремня со шкивом угол канавки выбирают в зависимости от диаметра шкива.

По ГОСТ 1284–68 принимаем: для малого шкива = 34; для большого шкива = 38.

6. Конструирование червячного редуктора

6.1 Соединение с натягом

Исходные данные:

Производство среднесерийное; длина ступицы колеса = 71 мм; Т= 795,83 Нм = 795,8310Нмм – вращающий момент на выходном валу редуктора; модуль зацепления m = 6,3 мм; ширина венца b= 53 мм.

Для передачи вращающего момента Т= 795,83 Нм червячного колеса на вал применим соединение с натягом

По рекомендациям [1, с. 85,95] получим следующие размеры конструктивных элементов червячного колеса (мм):

= (1,0…1,2) d. Принимаем = d = 71 мм

d= 1,6d = 1,671 = 114 мм. Принимаем d= 115 мм

S= 2m + 0,05b= 26,3 + 0,0553 = 16 мм

S= 1,25S= 1,2516 = 20 мм

d d b S S 71 115 71 53 16 20

Примем в качестве материала вала сталь марки 45 ( = 650 Н/мм; Е= 2,110 Н/мм; =0,3). Материал центра колеса сталь марки 45 (= 540Н/мм) (табл. 12.8 [1, с. 273]).