Сила начального натяжения ремня

3.8 Сила начального натяжения ремня

Y=Y₀ c_a c_p, (3.24)

где Y₀ = 0,67 – коэффициент тяги стандартной передачи;

Y=0,67×0,78×1,1=0,57

Далее вычисляем коэффициент q :

q = (1+Y)/(1-Y); (3.25)

q = (1+0,57)/(1-0,57) = 3,7

Вычисляем:

, н; (3.26)

F₂ = F₁ – F_t, H; (3.27)

F2 = 49 – 36 = 13Н;

Сила начального натяжения ветвей передачи:

F_o = 0,5(F₁+F₂), H (3.28)

F_o= 0,5(49+13) = 27H;

3.9            Геометрические параметры ременной передачи

Основным показателем ременной передачи является диаметр шкива.

de = dp+2b,

где: dp – расчетный диаметр ремня, на нем располагается нейтральный слой

ремня, мм;

dp = 300мм;

de – внешний диаметр шкива для передачи клиновыми ремнями, мм.

de = 300+2×3,3 = 307мм.

Ширина шкива:

M = (n-1)e+2f, мм; (3.29)

где: n - число канавок на шкиве;

M = (3-1)15+2×10 = 50мм.

Толщина обода чугунных шкивов:

d_чуг = 1,2 × h, мм; (3.30)

где: h = 8,7мм.

d_чуг = 1,2 × 8,7 = 10,4(мм).

Толщина обода стальных шкивов:

d_ст = 0,8 × d_чуг, мм. (3.31)

d_ст = 0,8 × 10,4 = 8,4мм.

Чугунные литые шкивы из-за опасности разрыва от действия центробежных сил применяют при окружной скорости до 30м/с. При более высокой скорости шкивы должны быть стальными.

В нашем случае применяют стальные шкивы.

Минимальное межосевое расстояние в клиноременных передачах:

Q_min= 0,55(d1+d2)+h, мм. (3.32)

где: d1 – диаметр ведущего шкива, мм;

d2 – диаметр ведомого шкива, мм;

d2 = 150мм.

Q_min= 0,55(370+150)+8 = 204мм.

Максимальное межосевое расстояние по экономическим соображениям(увеличение габаритов и стоимости ремней) и для предотвращения поперечных колебаний ремней ограничивают значением:

Q_max= 1,8(d1+d2), мм. (3.33)

Q_max= 1,8(207+150) = 643мм.

Требуемая длина ремня для передачи при заданном межосевом расстоянии Q и угле обхвата a = 110° определяется как сумма прямолинейных участков и дуг обхвата:

, мм. (3.34)

мм.

В результате произведенных расчетов мы выяснили основные геометрические показатели шкива, а так же требования, предъявляемые к ремням.

Остальные параметры являются справочными и сведены в таблице.

3.10 Определение долговечности подшипника 60208 привода ведущего шкива

Подшипник находится под нагрузкой:

F_r – радиальная сила; F_r = 2300Н.

F_Q – осевая сила; F_Q = 1500Н.

Внутреннее кольцо V=1) вращается с частотой n=2050мин^-1

Из справочника известно, что динамическая грузоподъемность этого подшипника:

C_v = 32000Н; C_ov = 17800Н.

Определим соотношение:

F_Q/ C_ov= 1500/17800 = 0,08. (3.35)

Этому отношению соответствует e » 0,28

Определим соотношение:

 (3.36)

Так, как это отношение превышает e = 0,28, то по таблице находим

x = 0,56 и  (3.37)

Определим эквивалентную нагрузку.

Эквивалентную нагрузку для подшипников определяют с учетом особенности их работы в эксплуатационных условиях:

R = F_эK_sK_T = (XVF_V + YF_Q) F_эK_sK_T, (3.38)

где: V – коэффициент вращения;

V = 1 при вращении внутреннего кольца;

K_s- коэффициент безопасности, учитывающий влияние на долговечность подшипников характера внешних нагрузок;

K_T- температурный коэффициент;

Номинальная долговечность

 (3.39)

L_h = L/(6×10^-5×n) = 201/(6×10^-5×2050) = 1634(ч)

Долговечность работы подшипника серии 60208 составляет 1634 часов.