• Гідрологія і Гідрометрія
• Господарське право
• Економіка будівництва
• Економіка природокористування
• Економічна теорія
• Земельне право
• Історія України
• Кримінально виконавче право
• Медична радіологія
• Методи аналізу
• Міжнародне приватне право
• Міжнародний маркетинг
• Основи екології
• Предмет Політологія
• Соціальне страхування
• Технічні засоби організації дорожнього руху
• Товарознавство продовольчих товарів

Розрахунок передач

Пердачами називають механізми, які служать для передачі механічної енергії на віддаль, з перетворенням швидкостей і зусиль (моментів, сил) і перетворенням одного виду руху в інший.

Одним із основних елементів пристрою є передача, за допомогою якої передається потужність від приводу до виконавчого механізму, трансформується зусилля (момент) і швидкість переміщення або швидкість обертання.

Основні причини використання передач:

- необхідні швидкості руху робочих органів машини, як правило, не співпадають з оптимальними швидкостями двигуна;

- для більшості технологічних і транспортних машин необхідна можливість регулювання швидкості і періодична робота з великими моментами (при малих швидкостях) між іншим регулювання швидкості двигуна не завжди можливо і економічно;

- двигуни часто виконують для рівномірного обертового руху, а у машинах часто виявляється необхідним поступальний рух з заданим законом зміни швидкості;

- двигуни не завжди можуть бути безпосередньо пов’язані з виконавчими механізмами через вимоги до габаритів машини, умов техніки безпеки, вигідності обслуговування, а деколи повинні приводити по кілька механізмів.

Передачі за принципом роботи поділяють на:

1) передачі зачепленням з безпосереднім контактом (зубчаті, черв’ячні, гвинт-гайка) і з гнучким зв’язком (ланцюгові);

2) передачі тертям з безпосереднім контактом тіл кочення (фрикційні) і з гнучким зв’язком (пасові).

Залежно від призначення передачі виконують з постійним і перемінним (регулювальним) передаточним відношенням. Регулювання може бути ступінчатим і безступінчатим.

Крім механічних передач широко використовують гідравлічні, пневматичні і електричні передачі.

Основні характеристики передач:

- передавальне відношення;

- передавальний момент;

- швидкохідність;

- коефіцієнт корисної дії.

Коефіціенти корисної дії передач наведені у табл. 6.3, а рекомендовані значення передавальних чисел механічних передач – у табл. 6.4. Основні параметри і методику розрахунків різних типів передач наведено у довідковій літературі і підручниках з деталей машин [1 - 6], тому викладення розрахунку обмежено тільки деякими видами передач, які є найбільш поширені у різних пристроях, що використовуються для ремонту і обслуговування автомобільного транспорту.

Таблиця 6.4 - Передавальні числа механічних передач [2].

Приклад 1. Підібрати електродвигуни серії 4А для трьох передач (рис. 6.1): перша складається з плоскопасової передачі і конічного редуктора (рис. 6.1, а); друга - із клинопасової і двоступінчастого циліндричного редуктора (рис. 6.1, б); третя - із двохзахідного черв'ячного редуктора і ланцюгової передачі (рис. 6.1, в). Потужність на робочому валу Р = 2,6 кВт; частота обертання робочого вала .

Загальні ККД приводів визначаємо, користаючись нижніми значеннями, приведеними у табл. 6.3:

Необхідна потужність електродвигунів:

Визначаємо можливі передавальні числа приводів (див. табл. 6.4), дотримуючись рекомендованих значень:

де - передавальні числа плоскопасової передачі; - те ж, зубчатої, конічної; - те ж, клинопасової; - те ж, зубчатої швидкохідної; - те ж, зубчатої тихохідної; - те ж, червячної; - те ж, ланцюгової передачі.

а – плоскопасова передача і 1-й конічний редуктор; б — клинопасова передача і 2-й циліндричний редуктор; в — черв'ячний редуктор і ланцюгова передача   Рисунок 6.1 - Приводи до стрічкового конвеєра

Визначаємо необхідні частоти обертання електродвигунів:

Вибираємо [6] електродвигун так, щоб :

1) ; електродвигун 4А112МА6У3, ковзання . Тоді частота обертання ротора :

2) , електродвигун 4А1001L4У3, ковзання ;

3) , електродвигун 4А100L2У3, ковзання

Перелічуємо загальні передавальні числа, що фактично будуть мати передачі:

Знайдемо фактичні значення передавальних чисел передач з гнучким зв'язком, залишаючи для редукторів стандартні значення передавальних чисел відповідно до даних табл. 5.6:

6.3.1 Передача «гвинт-гайка».Основне призначення пепедачі гвинт-гайка - перетворення обертального руху у поступальний. Передача має велике передаточне відношення і може бути самогальмуючою, тому її використовують як силову у домкратах.

6.3.1.1 Кінематичний розрахунок. Кутова швидкість w (рад/с) і частота обертання n (с^-1) обертової ланки, пов’язана зі швидкістю V (м/с), рухомої поступальної ланки, залежностями:

; , (6.7)

де P - крок різьби;

n_p- число заходів різьби.

У випадку перетворення обертового руху у поступальний крутний момент на ведучій ланці:

, (6.8)

де F - осьова сила;

d₂- середній діаметр різьби;

g - кут підйому гвинтової лінії за середнім діаметром різьби;

r - кут тертя у гвинтовій парі.

Значення ККД передачі гвинт-гайка визначаються за формулою:

, (6.9)

де j - коефіцієнт, який враховує витрати потужності на тертя в опорах і у передачі через неточності нарізки різьби ( = 0,8...0,95).

6.3.1.2 Розрахунок на міцність. Основною причиною виходу з ладу гвинтів і гайок передачі передачі гвинт-гайка є зношування різьби. Умова зносостійкості полягає у тому, що тиск у різьбі не повинен перевищувати допустимий, який визначається за формулою:

, (6.10)

де p - величина тиску між різьбою гвинта і гайки;

d₂ - середній діаметр різьби;

h - робоча висота профілю різьби;

z - число витків гайки;

[p] - допустимий тиск (див. табл.6.5).

Робочу висоту профілю різьби знаходять за формулою:

h = xP, (6.11)

де x - коефіцієнт рабочої висоти профілю різьби, приймається для трапецеїдальної різьби x = 0,5; для упорної різьби x = 0,75;для трикутної різьби x = 0. 541;

Р - крок різьби.

Число витків різьби гайки дорівнює:

, (6.12)

де H- висота гайки;

y_н- коефіцієнт висоти гайки: для суцільних гайок y_н = 1,2 ¸ 2,5; для роз’ємних і здвоєних гайок y_н = 2,5 ¸ 3,5.

Таблиця 6.5 - Допустимий тиск у різьбі для пари "гвинт-гайка" [2]

Формула проектного розрахунку для визначення середнього діаметра різьби:

. (6.13)

Після визначення d₂ за цією формулою відповідно до стандартів приймають параметри різьби (додаток - Г).

Для дуже навантажених гвинтів рекомендується робити перевірний розрахунок на спільну дію кручення і розтягу (або зминання) за умовою міцності:

, (6.14)

де F - осьова сила;

d₁ - внутрішній діаметр різьби;

М_кp- момент у різьбі:

, (6.15)

де d₂ - середній діаметр різьби;

γ - кут підйому різьби:

, (6.16)

де Р - крок різьби;

r΄ - приведений кут тертя:

, (6.17)

де f - коефіцієнт тертя, приймається 0,1 ¸ 0,15;

a - кут профілю різьби, приймається 60˚ для метричної різьби і 30˚ для трапецеїдальної різьби.

Тіло гайки розраховують на розтяг (або стиск) з урахуванням напруження кручення:

(6.18)

де d - діаметр гайки.

6.3.1.3 Розрахунок на стійкість гвинта. Для довгих гвинтів, які працюють на стиск, додатково роблять розрахунок на стійкість за умовою:

(6.19)

де [n]_с - допустимий коефіцієнт запасу стійкості, приймається для вертикальних гвинтів -2,5÷4; для горизонтальних гвинтів 3,5 ÷ 5.

де F_кp - критична сила.

Якщо приведена довжина гвинта μl £ 25d₁ (d₁ - внутрішній діаметр різьби), то критичну силу визначають за формулою Эйлера:

, (6.20)

де E = 2 • 10⁵ - модуль повздовжньої пружності для сталі, Н/мм²

I_пр - приведений момент інерції гвинта;

l - довжина гвинта;

μ - коефіцієнт приведення довжини, що враховує спосіб закріплення кінців гвинта (рис. 6.2);

μ = 1 - обидва кінці закріплені шарнірно;

μ = 2 - один кінець вільний, інший защемлений;

μ = 0,7 - один кінець защемлений, інший закріплений шарнірно;

μ = 0,5 - обидва кінці защемлені.

Роз’ємну гайку вважають шарнірною опорою.

Приведений момент інерції гвинта дорівнює:

, (6.21)

де d - зовнішній діаметр різьби гвинта;

d₁ - внутрішній діаметр різьби гвинта.

Якщо μl ≥ 25d₁, розрахунок ведуть за емпіричною формулою Ясинського:

, (6.21)

де a і b - емпіричні коефіцієнти, що мають розмірність напруження і залежать від матеріалу гвинта:

сталь Ст.5 – a = 343 Н/мм², b = 1,39 Н/мм²,

сталь 45 – a = 578 Н/мм², b = 3,75 Н/мм²,

сталь 50 – а = 404 Н/мм², b = 1,23 Н/мм².

Рисунок 6.2 - Схема закріплення кінців стержнів

λ - геометрична гнучкість :

, (6.22)

де i_min - мінімальний радіус інерції:

. (6.23)

Площу перетину гвинта визначають за формулою:

, (6.24)

де d₁ - внутрішній діаметр різьби гвинта.

При критичному напруженні рівному межі текучості, стійкість взагалі не перевіряють:

s_кр = a – bλ .

Границя текучості:

сталь Cт.5 - s_т = 270 Н/мм², сталь 45 - s_т = 390 Н/мм², сталь 50 - s_т = 520 Н/мм².

Приклад 2. Визначити основні параметри гвинтового піднімача за схемою рис. 6.3. Навантаження 100 кН, швидкість піднімання (спускання) , . Матеріал гвинтової пари: гвинт-сталь 45 загартована, гайка-бронза безолов'яна БрА9ЖЗЛ.

Середній діаметр різьби з умови зносостійкості :

;

(див. табл. 6.5).

Вибираємо трапецеїдальну різьбу за ДСТУ 9484-81: , , , , , , .

1-двигун; 2- редуктор; 3- гвинт; 4- супорт   Рисунок 6.3 - Гвинтовий піднімач з електро-механічним приводом

ККД передачі :

Самогальмування гарантоване, тому що ; (враховуємо втрати потужності на тертя в опорах, що направляють супорт, і втрати у конічній зубчастій передачі).

Необхідна потужність двигуна

Вибираємо крановий електродвигун МТК 112-6 потужністю 6,5 кВт при ПВ=15 %, частота обертання .

Частота обертання гвинта:

.

Передаточне відношення редуктора:

Редуктор раціонально проектувати одноступінчатим конічно-циліндричним, як показано на рис. 6.3.

Перевірка на міцність гвинта і гайки:

- обертаючий момент на гвинті:

- дотичне напруження у небезпечному перерізі гвинта:

,

- нормальне напруження у небезпечному перерізі гвинта:

.

Небезпечний переріз у верхній частині гвинта, там, де розташовані підшипники. Діаметр гвинта у місці посадки підшипників приймаємо рівним 40 мм.

Еквівалентне напруження:

Коефіцієнт запасу стосовно границі текучості:

З формули:

- зовнішній діаметр гайки:

Приймаємо

6.3.2 Гідравлічні і пневматичні передачі. Гідравлічні і пневматичні системи (ГПС) [7] можна розглядати як приводи пристроїв, так і передачі. ГПС вважають передачею, коли є джерело механічної енергії, зв’язане з виконуючим органом гідравлічною, або пневматичною передачею. Привод, коли є централізоване джерело робочого тіла - стиснутого повітря (може бути інший газ) чи масла. Джерелами енергії є компресор або насосна станція. Їх використовують для приводу гідро-, або пневмодвигунів обертального, чи поступального руху. Це, звичайно, умовний поділ, тому що в обох випадках необхідні джерела механічної енергії для стискання повітря, чи рідини.

У пневматичних приводах передача енергії здійснюється через стиснуте повітря. У гідравлічних схемах (рис. 6.5) - робочою рідиною, в ролі якої використовують оливу індустріальну Ч20А, I-40А.

1- джерело живлення; 2- фільтр; 3- редукційний клапан; 4- манометр; 5- оливоуловлювач; 6- розподільник; 7- гідроціліндр; 8- вихід в атмосферу   Рисунок 6.4 – Схема пневмоприводу

1- гідропомпа; 2- клапан; 3- фільтр; 4- гідроакумулятор; 5- розподільник; 6- поршень; 7- гідроціліндр; 8- шток   Рисунок 6.5- Схема гідропередачі

1- циліндр; 2- поршень; 3- шток; 4- ущільнення   Рисунок 6.6 – Пневмоциліндр

У пневматичному приводі (рис. 6.4) повітря подається з пневмосистеми через вхід 1, фільтр 2, редукційний клапан 3, оливоуловлювач 5, розподільник 6 до пневмоциліндра 7. Розподільник 6 служить для подачі повітря у штокову чи безштокову порожнину, а також випускає відпрацьоване повітря в атмосферу. Маслоуловлювач 5 очищає стиснуте повітря від масла і вологи. Пневмо-циліндр (рис. 6.6) є виконавчим елементом. Переміщення поршня 2 відбувається за подачі стиснутого повітря в одну із порожнин.

1, 2- різьбові отвори; 3- поршень; 4- шток; 5- циліндр; 6- кришка; 7- втулка   Рисуноу 6.7 – Гідроциліндр

Найпростіша гідравлічна передача показана на рис. 6.5. Олива з резервуара потрапляє до помпи 1, яка стискає його до високого тиску і подає у систему. Надлишок оливи може скидатись назад у резервуар через клапан 2. Олива через фільтр 3 потрапляє, у гідроакумулятор 4, а частина через розподільник 5 у праву або ліву порожнину гідроциліндра 7.

Виконавчим елементом є гідроциліндр 7 (рис. 6.7). У ролі виконавчого елементу може бути також гідродвигун (рис. 6.10), який перетворює енергію стиснутої рідини у обертальний рух.

В ексцентриковій оливній помпі 1 (рис. 6.8) двигун обертає ексцентрик 1. Останній приводить у рух поршень 2, який поперемінно збільшує і зменшує порожнину циліндра 3, клапани 4 і 5 почергово впускають і випускають масло. Гідроакамулятор (рис. 6.9) накопичує енергію за рахунок стиснення повітря маслом через мембрану 2.

У деяких випадках повітря стискається безпосередньо рідиною у відсутніть мембрани. У порівнянні з пневматичними гідравлічні механізми більш компактні через значно вищі тиски (10 МПа і більше).

1- ексцентрик; 2- поршень; 3- робоча камера; 4, 5- всмоктувальна і напірна лінія   Рисунок 6.8 – Схема помпи з клапанним розподілом рідини

Гідравлічні передачі більш безпечні, оскільки робочі рідини майже не стискаються і не накопичують велику кількість пружної енергії подібно до пневматичних передач. Але деталі, механізми і з’єднання у гідравлічних передачах потребують більш високої точності виготовлення, що робить їх більш дорожчими і складними у виготовленні

У деяких випадка використовують пнемогідравлічну передачу (рис. 6.11), у якій зусилля, що створюється на штоці пневмоциліндра додатково підсилюється гідропередачою. Така передача дозволяє одержувати значні зусилля у виконавчому механізмі за незначних його габаритах.

6.3.2.1 Розрахунок пневматичних та гідравлічних передач. Головними параметрами силових гідро- та пневмоциліндрів є робочий тиск і внутрішній діаметр циліндра. Внутрішній діаметр циліндра визначають, виходячи з корисного навантаження (необхідне зусилля, що діє на шток) і робочого тиску

Внутрішні діаметри циліндрів, діаметр штока, ряд тисків і хід поршня (плунжера) впорядковані ДСТУ 6540-78 і 14063-78.

Внутрішній діаметр гідро- та пневмо-циліндрів односторонньої дії визначають із співвідношення:

H , (6.25)

де F - корисне навантаження, Н;

p - тиск робочої речовини у циліндрі, Па;

S - площа поршня, м²;

η - к.к.д. приводу, при розрахунках приймається: для пневмоциліндрів 0,8-0,85; для гідроциліндрів η = 0,93;

Q - опір пружини, Н.

Для штокових гідроциліндрів двосторонньої дії внутрішній діаметр визначається:

- при нагнітанні рідини у безштокову порожнину з одностороннім штоком:

, (6.26)

- при нагнітанні рідини у штокову порожнину з одностороннім штоком:

, (6.27)

- для будь-якої порожнини гідроциліндра з двостороннім штоком:

, (6.28)

де d - внутрішній діаметр циліндра, м;

- діаметр штока, м;

p - тиск робочої речовини у циліндрі, Па;

- тиск речовини, що виливається з циліндра, Па.

1 – корпус; 2 – мембрана   Рисунок 6.9 – Гідроакумулятор

1- ротор; 2- статор; 3- рухомі пластини   Рисунок 6.10 – Гідродвигун

Значення коефіцієнта α наведений у табл. 6.6.

p = 0,8р_н ,

де р_н - тиск на виході з нагнітача, Н/м.

Розрахункове значення діаметра необхідно заокруглювати до найближчого ряду діаметрів циліндрів.

1- пневмокамера; 2- трубопровід; 3- резервуар; 4- відтискні пружини   Рисунок 6.11 – Пневмогідро передача

Рисунок 6.12 – Розрахункова схема

Потужність на штоці гідроциліндра:

, (6.29)

де η _м - механічний к.к.д. силового циліндра η _м =0,85-0,95 залежно від конструкції циліндра і ущільнення;

V - швидкість переміщення штока під час сталих витратах робочої речовини, м/с.

При подачі у безштокову порожнину циліндра:

(6.30)

- при подачі у штокову порожнину:

м/с, (6.31)

де η_об - об’ємний к.к.д. циліндра, що враховує втрати речовини при нагнітанні;

Q_н - стала подача робочої речовини, м³/с.

У випадку визначення основних розмірів деталей гідро- та пневмоциліндрів необхідно врахувати, що співвідношення довжини циліндра до його діаметра слід вважати не більше 20. Верхня межа ходу поршня обмежується 10 діаметрами циліндра. Це обмеження обумовлено розрахунком силового циліндра на повздовжній згин під дією зусилля, що гідроциліндр при р = 20,0 МПа, а також технологією виготовлення.

Таблиця 6.6 - Залежність величини корисного навантаження від коефіцієнта α

6.3.2.2 Розрахунок на міцність основних елементів гідравлічної і пневматичної передач. Товщина стінок гільз (стінок циліндра) призначається виходячи з умови роботи їх на розрив при дії внутрішнього тиску р:

м (6.32)

де [σ] - допустиме напруження розтягу матеріалу, Па;

d - внутрішній діаметр циліндра, м.

Після призначення товщини стінки гільзи перевіряють розрахунок конструкції.

Приклад 3. Гідроциліндр двосторонньої дії (рис. 6.12) працює на передачу зусилля 7 кН. Діаметр поршня складає 40 мм, діаметр штока 18 мм. Визначити тиск рідини в безштоковій порожнині циліндра, який створюється насосом. Тиск рідини, що зливається становить 0,05 МПа. Побудувати графік залежності тиску у безштоковій порожнині залежно від діаметра поршня 20 до 40 мм.

Рисунок 6.13 – Графік до задачі

Для визначення тиску у безштоковій порожнині використаємо залежність:

.

З цієї залежності визначаємо тиск:

.

Графік залежності тиску від діаметра циліндра P(d) наведено на рис. 6.13.

6.3.3 Ланцюгова передача. Ланцюгова передача складається з ведучої і веденої зірок і ланцюга, який охоплює зірки. Крім перелічених основних елементів, ланцюгові передачі включають натяжні пристрої, змащуючі пристрої і огородження. Ланцюг складається із з’єднаних шарнірами ланок, які забезпечують рухомість або "гнучкість" ланцюга. Потужність, яка передається ланцюговими передачами, не перевищує 100 кВт, швидкість руху ланцюга близько 15 м/с. Середня швидкість ланцюга визначається з виразу:

м/с, (6.33)

де z - число зубів зірочки;

n - частота її обертання, об/хв;

P- крок ланцюга, мм.

Передавальне відношення визначається з умови рівності середньої швидкості ланцюга на зірочці:

. (6.34)

Переважно .

Мінімальне число зубів на зірочці рівне: z_min = 29 - 2а 13.

Віддаль між осями зірочок: a _min = 0,5 ( - ). Кут обхвату ланцюгом зірочок повинен бути більше 120⁰. Оптимальна міжосьова відстань а = (30...50)Р.

Необхідне число ланок ланцюга W визначають за передньо вибраною міжосьовою відстаню "а", кроку P і числом зубів зірок z₁, z₂:

. (6.35)

Переважно крок ланцюга: .

Довжину ланцюга, як безрозмірну величину L_P = L/P, визначають за формулою:

(6.36)

де .

Міжосьова відстань також визначається безрозмірною величиною a_P = a/P:

.(6.37)

Зі збільшенням міжосьової відстані і довжини ланцюга його довговічність підвищується.

Допустима корисна сила, яку можна передати ланцюгом:

,(6.38)

де P₀ - допустимий тиск, МПа;

A - проекція опорної поверхні шарніра, яка дорівнює: А=dB;

d - діаметр валика;

B - ширина ланки;

K _e- коефіцієнт експлуатації:

K_e = K_y K_R K_v K_зм ,(6.39)

де - коефіцієнт, що враховує нахил лінії центрів передачі до горизонту:

= 1 при ; = 0,15 при ;

K_R - коефіцієнт, який враховує характер навантаження;

K_v- коефіцієнт, який враховує зниження несучої здатності ланцюга через відцентрові сили;

К_зм - коефіцієнт, який враховує спосіб мащення.

Допустимий момент на кожній зірочці:

.(6.40)

Крок ланцюга:

. (6.41)

6.3.4 Пасова передача. Залежно від форми (вигляду) поперечного січення паса розрізняють передачі: плоскопасову, клинопасову, круглопасову, поліклинову і зубчатопасову.

Використання плоскопасової передачі у теперішній час скоротилось, через її гірші експлуатаційні властивості у порівнянні з іншими пасовими передачами. Круглопасову передачу використовують в основному у механізмах приладів і побутових машинах. у клинопасових передачах використовують суцільні нескінченні паси трапецеєвидної форми перерізу. Тяговим елементом служить корд з спеціальної синтетичної тканини або шнура.

Діапазон рекомендованих швидкостей складає для клинових пасів = 5...40 м/с, передавальне число 7 визначається за формулою:

,(6.42)

де - частота обертання двох валів;

- відносне ковзання, =0,015...0,02.

Січення клинових пасів вибирають з таблиці довідника у залежності від передаючої потужності. Позначення січень пасів О, А, Б, В, Г, Д і Е. О - найнижчі значення передаючої потужності біля 2 кВт; Е - найвищі більше 200 кВт.

Потужність передачі з одним пасом Р_р (кВт) у заданих умовах експлуатації розраховують за формулою:

,(6.43)

де - номінальна потужність передачі заднім пасом (визначається з таблиці);

- коефіцієнт кута обхвату;

- коефіцієнт, що враховує довжину паса;

- коефіцієнт динамічності.

Число пасів z у передачі для забезпечення середнього ресурсу:

,(6.44)

де N - передавальна потужність;

- коефіцієнт, який враховує число пасів у комплекті.

Розрахункову довжину паса у залежності від заданої міжосьової відстані:

,(6.45)

після вибору пасової довжини проводять розрахунок уточненої міжосьової відстані:

(6.46)

Кут обхвату шківа ременем:

a = 180⁰- 57,3 (d₂-d₁)/a . (6.47)

Навантаження на вали передачі за формулою:

F=2 F_o z sin(0,5a).(6.48)

Сила попереднього натягу одного ременя за формулою:

Fo = 850 P C_p C_L/(zvC_a) + qv², (6.49)

v – швидкість ремня; q - коефіціент, що враховує відцентрову силу[2,c.94]

Розрахункові формули довговічності роботи ремнів пасової передачі наведені у довіднику [2,c.94].

Приклад 4. Розрахувати клиноремінну передачу у приводі стрічкового конвеєра. Обертання передається від електродвигуна 4A100L4У3 потужністю при частоті обертання . Частота обертання веденого вала . Міжосьова відстань . Робота однозмінна. Можливе пускове перевантаження — до 120 %.

При заданій потужності і частоті обертання меншого шківа вибираємо клиновий пас перерізу А. З табл. 7.3 [2] маса 1 м цього паса .

Передаточне число передачі за формулою (6.42) і= 1430/960 » 1,5

З табл. 7.3 [2] для перерізу А при мінімальному діаметрі ведучого шківа d₁ = 90 мм, передавальному числі і = 1,5 і частоті обертання знаходимо (за допомогою лінійної інтерполяції) номінальну потужність, передану одним ременем, . З цієї таблиці видно, що при більшому діаметрі ведучого шківа можна одержати велику потужність , передану одним пасом, і завдяки цьому зменшити число пасів у комплекті, однак в остаточному підсумку габарити передачі при цьому зростуть, тому що пропорційно збільшиться і .

Діаметр веденого шківа (без врахування проковзування) . Приймаємо зі стандартного ряду . Уточнюємо передаточне число . У зв’язку з тим, що передаточне число змінилося незначно, залишаємо колишнє значення . Як видно з табл. 7.2...7.8, мало залежить від передаточного числа.

Розрахункова довжина паса за формулою (6.45):

Зі стандартного ряду кращих розрахункових довжин вибираємо .

За формулою (6.47) остаточна міжосьова відстань при

і ,

Кут обхвату за формулою (6.47):

Швидкість паса , що коливається у межах 5...10 м/с, що відповідають даним табл. 7.3 [2], за яких визначалося значення .

З табл. 7.9 [2] коефіцієнт , з табл. 7.10 коефіцієнт . З табл. 7.11 [2] для легкого режиму роботи коефіцієнт .

Потужність передачі з одним ременем по формулі (6.43)

Прийнявши попередньо, що у комплекті буде чотири паси, з [2] знайдемо коефіцієнт . За формулою (6.44) число пасів у комплекті . Приймаємо .

Сила попереднього натягу одного паса визначаємо за формулою (6.49):

Навантаження на вали передачі визначаємо за формулою (6.48):

.

Читайте також:

1. Автоматичний розрахунок суми проведення.
2. Аеродинамічний розрахунок
3. Аеродинамічний розрахунок ротора вітроустановки
4. Активний опір ліній електропередачі
5. Аналітичний розрахунок завантаження горловин
6. Аналітичний розрахунок сумарного завантаження типових перетинань
7. АНАЛОГОВІ СИСТЕМИ ПЕРЕДАЧІ
8. Багатоканальна передача інформації
9. БАГАТОКАНАЛЬНІ СИСТЕМИ ПЕРЕДАЧІ ІНФОРМАЦІЇ
10. Безоплатна передача земельних ділянок у власність громадян
11. Будь яка передача характеризується передаваємою потужністю та передаточним відношенням.
12. В обох випадках основним розрахунковим рівнянням є рівняння теплопередачі і теплового балансу

Переглядів: 2560