Расчет ведется в следующей последовательности:
1) В зависимости от крутящего момента: 
Н×м, по табл. 5.5 [1] выбираем тип ремня и минимальный диаметр малого шкива:
D1 = 90 мм.
2) Диаметр ведомого шкива
(3.1)
где:
U1 – передаточное число ременной передачи, 4.8.
D1 – диаметр первого шкива (мм), 90
мм
Принимаем D2 = 450 мм.
3) Уточненное передаточное число:
(3.2)
где:
D1 – диаметр первого шкива (мм), 90
D2 – диаметр второго шкива (мм), 450
x = 0.02
4) Скорость ремня V
(3.3)
где:
D1 – диаметр первого шкива (мм), 90
n1 – частота вращения первого вала, т.е. равна nдв = 955 мин-1
м/с
5) Межосевое расстояние выбирается по:
а) ограничение габаритов
(3.4)
б) ориентировочное по рекомендациям
(3.5)
где:
D1 – диаметр первого шкива (мм), 90
D2 – диаметр второго шкива (мм), 450
h – высота ремня. Из табл. 5.4 [1] h = 8 мм
мм
мм
Принимаем a = 500 мм.
6) Длина ремня
(3.6)
где:
D1 – диаметр первого шкива (мм), 90
D2 – диаметр второго шкива (мм), 450
а – межосевое расстояние (мм), 500
мм
Принимаем ближайшее по стандарту l =1800 мм
7) Межосевое расстояние а, при выбранной длине а ремня
где:
D1 – диаметр первого шкива (мм), 90
D2 – диаметр второго шкива (мм), 450
l – Длина ремня (мм), 1800
8) Угол обхвата a
(3.7)
где:
D1 – диаметр первого шкива (мм), 90
D2 – диаметр второго шкива (мм), 450
а – межосевое расстояние (мм), 438.98
9) Число ребер z:
(3.8)
где:
Р1 – предаваемая мощность (кВт), 2.702
Kp – коэффициент режима работы, Кр=1 ри спокойной работе передачи.
P0 – мощность, передаваемая одним клиновым ремнём.
Ка – коэффициент, учитывющий влияние угла обхвата.
Принимаем число ремней z=2
10) Сила действующая на валы (H):
(3.9)
где:
G0 - cила предварительного натяжения ремня (мПа), 1.5
a – угол обхвата, 133.260
|
|
Н
11) Проверка долговечности ремня по числу пробегов за 1 секунду:
(3.10)
где:
V – скорость ремня (м/с), 4.5
l – Длина ремня (м), 1.8
следовательно, условие долговечности соблюдается.
12) Определяем параметры шкивов.
Наружный диаметр клинового шкива равен:
(3.11)
где:
D=D1, D=D2 – расчетные диаметры шкивов
h0 = 3.3 – из табл.
мм
мм
Ширина шкива:
(3.12)
где:
tºp=15
b1=10
z – число ремней
мм
Шкивы выполняют со спицами, т.к. их расчетный диаметр превышает 300-400 мм. Число спиц принимаем равным 4.
3.2. Расчет открытой цепной 
передачи.
Основным критерием работопособности цепной передачи является износостойкость шарниров цепи. Производим расчёт передачи с роликовой цепью.
1) Принимаем число зубьев малой звёздочки в зависимости от передаточного числа цепной передачи: U=3.2, по табл.4.1[1]:
Z1=25.
2)Определяем число зубьев малой звёздочки:
(3.13)
где
Z1—число зубьев малой звёздочки, 25
U – передаточное число цепной передачи, 3.2.
=80
2) Находим коэффициент, учитывающий условия эксплуатации:
(3.14)
где
Кэ—коэффициент, учитывающий условия эксплуатации
Кд—коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, 1.25
Ка—коэффициент, учитывающий длину цепи, 1
Крег—коэффициент, учитывающий регулировку передачи, 1
Ксм—коэффициент, учитывающий характер смазки, 1
Крех—коэффициент, учитывающий режим работы передачи, 1.25
Кн—коэффициент, учитывающий наклон передачи, 1.25
3) Определяем частоту вращения ведущей звёздочки:
(3.15)
где
n2—частота вращения ведомой звёздочки (мин-1), 9.17
U – передаточное число, 3.2
(мин-1)
4) Среднее значение допускаемого давления в шарнирах [q0] при n1=29.34
|
|
[q0]=(34.3+34.3+34.3+34.3)/4=34.3 (H/мм2)
5) Определяем ориентировочное значение шага цепи по уравнению, принимая число рядов цепи m=1:
(3.16)
где
N—мощность, передавамая цепной передачей (кВт),2.23
Кэ—коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, 1.95
Z1—число зубьев малой звёздочки, 25
n1—частота вращения ведущей звёздочки (мин-1), 29.34
[q0]—cреднее значение допускаемого давления в шарнирах, 34.3
Р=33.3 мм
Для оптимальнонго значения шага по ГОСТ 13568-75 для цепи приводной роликовой однорядной принимаем 3 смежных шага цепи и далее для Р=44.45 мм; Р=38.1мм; Р=31.75 мм расчёт сводим в таблицу:
Табл.3.1
| Р=44.45 мм | Р=38.1 мм | Р=31.75 мм | |
| Разрушающая нагрузка Q, H | |||
| Ширина внутреннего звена В, мм | 26.33 | 25.75 | 20.05 |
| Диаметр оси d, мм | 12.72 | 11.12 | 9.55 |
Масса одного погонного метра цепи q  , кг/м
| 7.5 | 5.5 | 3.73 |
| Проекция опорной поверхности шарнира A=Bd, мм2 (3.17) | 473.06 | 394.32 | 262.24 |
Средняя скорость цепи V=  ,м/c (3.18)
| 0.54 | 0.47 | 0.39 |
Число звеньев цепи или длина цепи, выраженная в шагах:
 (3.19)
где
а—межосевое расстояние,700 мм
| 88.86 | 93.42 | 100.06 |
| Допустимая частота вращения меньшей звёдочки, об/мин | |||
Число ударов цепи в секунду
 , 1/с (3.20)
| 0.28 | 0.26 | 0.24 |
| Допустимое значение числа ударов в секунду, 1/с | |||
Полезное рабочее усилие
 , Н
| 4129.63 | 4744.68 | 5717.63 |
Уточняем коэффициент Ка, для чего определяем межосевое расстояние, выраженное в шагах:
 (3.21) 
| 15.75Р | 18.3Р | 22.04Р |
| Уточнённое значение Кэ | 2.44 | 2.44 | 2.44 |
Давление в шарнирах цепи,
 ,Н/мм2 (3.22)
| 21.3 | 29.36 | 53.28 не вып. условие qt<=[q0] |
Натяжение от центробежных сил,
 , H (3.23)
| 2.187 | 1.21 | |
Натяжение от провисания цепи:
 (3.24)
| 205.8 | 150.9 | |
Расчётный коэффициент безопасности:
 (3.25)
| 23.72 | 16.11 | |
| Допустимое значение [S] | |||
Нагрузка на валы
 (3.26)
| 4336.4 | 4981.9 |
Для заданных условий работы пригодны цепи с шагами 44.45 мм и 38.1 мм. Целесообразнее взять цепь с шагом Р=44.45, имеет наибольший запас прочности и оказывает наименьшее давление на валы. Исходя из этих соображений, можно принять цепь ПР-44,45-13 000—ГОСТ 13568-75.
|
|
4. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА