Монтаж конусной дробилки

Министерство образования и науки РФ

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Южно-Уральский государственный университет»

филиала ФГОУ ВПО ЮУрГУ в г. Сатке

Кафедра «технологии строительных материалов»

Специальность 151000.62 «Технологические машины и оборудование»

 

Пояснительная записка к курсовой работе

По дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

ЮУрГУ – 151000.62.2014.528.06.00 ПЗ КР

 

Нормоконтролер, преподаватель ____________ Калашников Д.Б. _____________________2014 г.

Руководитель работы, преподаватель _______________ Калашников Д.Б. ___________________ 2014 г. Автор работы студент группы СтТМз-494 _______________ Ильин А.Ю. _________________2014 г.   Работа защищена с оценкой (прописью, цифрой) ___________________ ___________________2014 г.

 

 

 

Сатка 2014 г.

ОГЛАВЛЕНИЕ:

ВВЕДЕНИЕ

1 СРОК СЛУЖБЫ ПРИВОДНОГО  УСТРОЙСТВА

2 ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ ПРИВОДА ТОЛКАТЕЛЯ ВЫРУБНОЙ  МАШИНЫ

3 ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЧЕРВЯКА  И ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА

4 РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЧЕРВЯЧНОЙ  ПЕРЕДАЧИ

5 РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ  ПЕРЕДАЧИ

6 НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

7 РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО  ВИДА РЕДУКТОРА

8 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

9 РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО  ВИДА ПРИВОДА

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

11 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ  ВАЛОВ

12 РАСЧЕТ ТЕХНИЧЕСКОГО  УРОВНЯ РЕДУКТОРА

ВЫВОД

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

 

ЗАДАНИЕ

Тема 25. Спроектировать привод толкателя вырубной машины (рис. 6.25, табл. 6.25). Привод толкателя осуществляется асинхронным электродвигателем общего машиностроительного применения. Включает в себя червячный двухступенчатый редуктор. Быстроходная ступень редуктора – с верхним расположением червяка, тихоходная ступень – с нижним расположением червяка. Входной вал редуктора соединен с валом электродвигателя упругой муфтой.

Рис. 6.25. Привод толкателя вырубной машины: а – кинематическая схема;    б – график нагрузки

Таблица 6.25

Момент на валу шестерни реечной передачи Т, Н*м	675
Частота вращения шестерни реечной передачи n, об/мин	70
Срок службы,L,лет	6,6
РЕВЕРСИВНЫЙ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий вращающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.

Редуктор предназначен для уменьшения частоты вращения и увеличения крутящего момента. Любой редуктор имеет быстроходный (входной) и тихоходный (выходной) валы.

Редуктор общемашиностроительного применения – это редуктор, который отвечает техническим требованиям, общим для большинства случаев применения.

Благодаря своей универсальности общемашиностроительные редукторы успешно используются в подъемно-транспортных, лесозаготовительных машинах, металлургическом и угледобывающем оборудовании, энерго-машиностроении, стройиндустрии, нефтяной и газодобывающей промышленности, сельскохозяйственном и перерабатывающем машиностроении.

В соответствии с ГОСТ 16162-78 к редукторам общемашиностроительного применения относят:

цилиндрические одно-, двух- и трехступенчатые редукторы

цилиндрические планетарные одно- и двухступенчатые редукторы

конические одноступенчатые редукторы

коническо-цилиндрические двух- и трехступенчатые редукторы

червячные и глобоидные одно- и двухступенчатые редукторы

червячно-цилиндрические двухступенчатые редукторы

Потребительские характеристики редукторов каждого типа определяются следующими основными параметрами:

Кинематическая характеристика - передаточное отношение (частота вращения выходного вала).

Силовая характеристика - крутящий момент и допускаемая консольная нагрузка на выходном валу.

Для редукторов общемашиностроительного применения характерны: высокий технический уровень по массогабаритным показателям и по величине крутящего момента, реализуемого редуктором конкретного типоразмера соответствие

конструкций деталей и степени их унификации требованиям крупносерийного производства высокая экономическая эффективность, а также максимальное удовлетворение запросов потребителей (важнейшими показателями при оценке конструкций следует считать коэффициент удельных затрат, т.е. затрат на изготовление и эксплуатацию отнесенных к реализуемому крутящему моменту)

Редукторы общемашиностроительного применения предназначены для условий эксплуатации, оговоренных в ГОСТ 16162-78. В районах с умеренным климатом - исполнение У, сухим и влажным тропическим климатом - исполнение Т, категорий размещения 1-4 по СТ СЭВ 458-77.

Типы редукторов:

-цилиндрический редуктор

-конический редуктор

-червячный редуктор

-планетарный редуктор

1 СРОК СЛУЖБЫ ПРИВОДНОГО УСТРОЙСТВА

1.1 Определяем ресурс привода

Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяем  по формуле: Lh = 365 *Lг *tс *Lс,   (1)

Где:  Lг – срок службы привода, лет

tс - продолжительность смены, ч;

Lс – число смен;

Lh = 365* Lг *tс* Lс = 365*6,6*8*3= 57816 ч.                                                      (1)     

Определяем рабочий ресурс привода

Из полученного значения  Lh вычтем 15% ресурса часов (в зависимости от характера производства) на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни, т.е. время простоя машинного агрегата, тогда:

Lh =57816*0,85= 49143.6 ч.                                                                                 (2)

Рабочий ресурс привода принимаем Lh = 49*103 ч.

Составляем табличный ответ

Таблица №2 Эксплуатационные характеристики привода толкателя вырубной машины

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим работы
ЦМИ – 1	6,6	3	8	49*103	маломеняющийся	реверсивный

 

 

 

2.ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ ПРИВОДА ТОЛКАТЕЛЯ ВЫРУБНОЙ МАШИНЫ

Таблица №3 Исходные данные

Момент на валу шестерни реечной передачи Т, Н*м	675
Частота вращения шестерни реечной передачи n, об/мин	70
Срок службы,L,лет	6,6

 

 

2.1 Определяем  требуемую мощность привода скребкового конвейера Pрм, кВт по формуле

Pрм = F*v  

Ррм= 0,675*0,7= 4,7 кН                                                                                        (3)

2.2 Определяем КПД привода

                 (4)

2.3 Находим требуемую мощность двигателя

                                                                            (5)

2.4 По табл.  выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pном = 4кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Таблица №4. Выбор типа двигателя

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном, кВт	Частота вращения, об/мин
			Синхронная	При номинальном режиме nном
1	4А100S8У3	6,5	750	700
2	4А100S6У3	6,5	1000	955
3	4А112М4У3	6,5	1500	1435
4	4А132S2У3	6,5	3000	2840

 

 

2.5 Находим передаточное число привода u для каждого варианта

 

                                                                                                       (6)

 

 

 

 

2.6  Производим разбивку передаточного числа привода, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным, uз.п = 12,5 ( 1 –й способ )

 

                                                                                                             (7)

 

 

 

 

 

Таблица №6. Разбивка передаточного числа привода

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода u	18,32	25	37,5	74,34
Плоскоремённой передачи uоп	1,4656	2	3	5,947
Червячного редуктора uзп	12,5	12,5	12,5	12,5

 

 

2.7  Анализируя полученные значения передаточных чисел  (1-й способ),  приходим к выводу:

а) Четвертый вариант (u =74,34;  nном =2840 об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода  из-за большого передаточного числа u всего привода, кроме этого надо учесть, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс.

б) Первый вариант (u =18,32;  nном=700 об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения так как двигатели с низкими частотами вращения (синхронными 750 об/мин) весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.

в) В третьем варианте (u =37,5;  nном = 1435 об/мин) получилось большое значение передаточного числа передачи, уменьшение которого за счет увеличения передаточного числа редуктора нежелательно;

г) Из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй: u = 25nном = 955 об/мин. Здесь передаточное число плоскоремённой передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.

2.8 Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного толкателя вырубной машины:

                                                           (8)

Таблица №2 Отсюда фактическое передаточное число привода:

Параметр		Вал (см.ТЗ)	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
			Дв®оп®зп®м®рм
Мощность P, кВт		Дв Б   Т   рм	Pдв = 6,5 кВт =6,5*0,97*0,99=6,2420 кВт =6,2420*0,8*0,99=4,944 кВт  кВт
Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость w, 1/с	дв	nном= 955 об/мин	=3,14*955/30=99,95 м/с
		Б	=955/2=477,5об/мин	=99,95/2=49,975м/с
		Т	=477,5/12,5=38,2 об/мин	=49,975/12,5=3,998 м/с
		рм	=38,2 об/мин	=3,998 м/с
Вращающий момент T, Нм		Дв   Б   Т   Рм	=6,5* /99,95=65,03 Нм =65,03*2*0,97*0,99=124,896 Нм =124,896*12,5*0,8*0,99=1236,47 Нм =1236,47*0,98*0,99=1199,62 Нм

                                                                                    (9)

                                                                                    (9)

Таблица 6. Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя: 4А100S6УЗ                                                  Рном =6,5кВт;  nном= 955об/мин
параметр	Передача		Параметр	Вал
	Закрытая (редук- тор)	открытая		Двигателя	Редуктора		Приводной рабочей машины
					Быстро- ходный	Тихо- Ходный
Передаточное число u	12,5	2	Расчетная мощность Р, кВт	6,5кВт	3,8412кВт	3,0422кВт	2,951кВт
			Угловая скорость w, 1/с	99,95м/с	49,975м/с	3,998 м/с	3,998 м/с
КПД h	0,8	0,97	Частота вращения n,об/мин	955 об/мин	477,5об/мин	38,2 об/мин	38,2 об/мин
			Вращающий момент Т, Нм	65,03 Нм	124,896Нм	1236,47 Нм	1199,62 Нм

 

 

2.9 Передаточное число плоскоремённой передачи:

                                                                                 (10)

Таким образом, выбираем двигатель 4А100S6У3 (Рном = 6,5 кВт, nном=955 об/мин); передаточные числа: привода u = 25, редуктора uзп= 12,5 ; плоскоремённой передачи uоп = 2

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЧЕРВЯКА  И ЧЕРВЯЧНОГО КОЛЕСА.

Определение допускаемых напряжений.

3.1 По таблицы для червяка выбираем сталь 40Х с термообработкой: улучшение заготовки до твёрдости Н= 269…302НВ.

Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения, которая определяется по формуле:

                          (11)

В зависимости от скорости скольжения выбираем материал для червячного колеса: Чугун СЧ18, отливка в землю.

3.2 Определение контактных  [σ]н и изгибных [σ]F напряжений

а) Чугун СЧ18 относится к 3 группе материалов, скорость в зацеплении VS=  <2, передача – нереверсивная, тогда допускаемые контактные напряжения для червячного колеса находятся по формуле:

[σ]H =175 – 35 VS  = 175 – 35*2 = 105 Н/мм2                                                       (12)

б) Допускаемые напряжения изгиба.

При числе циклов нагружения червячного колеса

N  = 573 w2 Lh=573*3,998*49*103=112*106                                                      (13)

в) Коэффициент долговечности при расчёте на контактную прочность

                                                                          (14)

г) Коэффициент долговечности при расчёте на изгиб

=1                                                                    (15)

Тогда при нереверсивной передаче, при σвu = 355Н/мм2

[σ]F =0,12sBUKFL=0,12*355*1= 42,6Н/мм2                                                         (16)

3.3 Составляем табличный ответ:

Таблица №7 Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи	Марка Материала	Dпред	Термообра- ботка	HRCэ	sВ	sТ	s-1	[s]Н	[s]F
			Способ отливки		Н/мм 2
Червяк	Сталь 40Х	125мм	Улучшение, поковка	269…302НВ	900	750	410	_	_
Колесо	Чугун СЧ18	_	Отливка в землю	_	355	_	_	105	42,6

 

 

4.  РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ  ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.

Проектный расчет.

4.1 Определить главный параметр – межосевое расстояние a W , мм

 

                                                   (17)

Где:

а) Т2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм

б) [s]Н – допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, Н/мм2

Полученное значение межосевого расстояния a W для нестандартных передач округлить до ближайшего числа : a W=290 мм

4.2 Выбрать число витков червяка Z1

Z1 зависит от передаточного числа редуктора u ЗП  и по таблице равно:  Z1=4

Определить число зубьев червячного колеса

Z2 = Z1*u ЗП =4*12,5=50                                                                                        (18)

Определить модуль зацепления m, мм

                                                      (19)

Значение модуля округлить в большую сторону до стандартного: m = 9 мм.

Из условия жесткости определить коэффициент диаметра червяка

g » (0.212…0.25) Z 2= 0,212 *50=10,6                                                              (20)

Полученное  значение q округлить до стандартного: g=12,5(1 ряд)

Определить коэффициент смещения инструмента х

 

                                              (21)

Определить фактическое передаточное число uФ и проверить его отклонение  Du  от заданного u

 

                                     (22)

Определить фактическое значение межосевого расстояния a W, мм

 

              (23)

Определить основные геометрические размеры передачи, мм.  При корригировании исполнительные размеры  червяка не изменяются; у червячного колеса делительный d2 и начальный d W2 диаметры совпадают, но изменяются диаметры вершин d a2 и впадин d f 2

а) Основные размеры червяка

Делительный диаметр червяка d1 = q m=12,5*9=112,5 мм                             (24)

Начальный диаметр d W1 = m (q + 2x)=9 *(12,5+2*0,5)=121,5 мм                  (25)

Диаметр вершин витков d a1 = d 1 + 2 m =100+2*9=118мм                             (26)

Диаметр впадин витков  d f 1 = d 1 + 2,4 m =100+2,4*9=121,6 мм                   (27)

Делительный угол подъема линии витков       (28)  Длина нарезанной части червяка b1,

                (29)

б) Основные размеры венца червячного колеса

Делительный диаметр d2 = d W2 = m Z2=9*52=468мм                                      (30)

Диаметр вершин зубьев  d a2 = d2 + 2m (1 + x)=468 +2*9*(1+0,5)=495 мм    (31)

Наибольший диаметр колеса          (32)

Диаметр впадин зубьев d f2 = d2 – 2m (1,2 - x)=468 -2*9*(1,2-0,5)=455,4мм (33)

Ширина венца:

При Z1 = 4         b2 = 0,315 a W=0,315*290=91,35 мм                                         (34)

Радиусы закруглений зубьев: Ra = 0,5 d1 – m= 0,5*112,5-9=47,25 рад          (35)

R f  = 0,5d1 + 1,2m=0,5*112,5+1,2*9=67,05 рад

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2d:

2d=sind=sin0,804=0,016                                                                                     (36)

Угол 2d  определяется точками пересечения дуги окружности диаметром

d¢ =  d a1 - 0,5m= 118-0,5*9=113,5о с контуром венца колеса и может быть принят равным 90…120о

Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическому межосевому расстоянию a W   и  основным размерам передачи.

Проверочный расчет.

Определить коэффициент  полезного действия червячной передачи

 

                                                                 (37)

Где g - делительный угол подъема линии витков червяка

j - угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения

                                         (38)

Проверить контактные напряжения зубьев колеса sН, Н/мм2

                            (39)

Где: а) = 2Т2*103/d2=2*1236,47*103/468=5284,06 – окружная сила на колесе, Н;

б) К – коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса

                                                                    (40)

К= 1 при v2 < 3 м/с

в) - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм2. Уточняется по фактической скорости скольжения vs (см. формулы табл. 3.6)

Проверить напряжение изгиба зубьев колеса sF , Н/мм2

                            (41)

где а) - коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице 4.10 интерполированием в зависимости от эквивалентного  числа зубьев колеса

                                                                     (42)

Здесь - делительный угол подъема линии витков червяка

в) - допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса, Н/мм2

При проверочном расчете получаются меньше , так как  нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.

Составить таблицу

Таблица №8 Параметры червячной передачи, мм

Проектный расчет
параметр	значение	Параметр	значение
Межосевое расстояние аw	290 мм	Ширина зубчатого венца колеса b2	91,35 мм
Модуль зацепления m	9 мм	Длина нарезаемой части червяка b1	120 мм
Коэффициент диаметра червяка q	12,5	Диаметр червяка: делительный d1 начальный dw1 вершин витков d a1 впадин витков d f 1	112,5 мм
Делительный угол витка червяка , град.	17,74 град		121,5 мм 118 мм 121,6 мм
Угол обхвата червяка венцом колеса , 2 град.	0,016 град	Диаметр колеса: делительный d2 = d w2 вершин зубьев  d a2 впадин зубьев d  f 2 наибольший  d ам2	468 мм
Число витков червяка	4		495 мм
Число зубьев колеса	50		455,4мм 504 мм

 

 

Проверочный расчет
параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Коэффициент полезного  действие	0,8	0,82	9%
Контактные напряжения s Н , Н/мм2	104,9	105	9%
Напряжение изгиба sF,  Н/мм	6,3014	42,6	13%

 

 

5. РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ  ПЕРЕДАЧИ.

Проектный расчет.

Определить диаметр ведущего шкива d 1 , мм.

Из условия долговечности для проектируемых кордшнуровых ремней

d 1 = (35…70)d=(35…70)*2,8=98…196                                                           (43)

где толщину ремня d, мм, выбрать по табл.

Полученное значение  d 1 округлить до ближайшего стандартного по табл. К 40.

d 1=150 мм

Определить диаметр ведомого шкива d 2 , мм

                                                      (44)

Где u – передаточное число ременной передачи (см. табл. 2.5);

e = 0,01…0,02 – коэффициент скольжения. Полученное значение d 2 округлить до ближайшего стандартного по табл. К40.

d 2=300 мм

Определить фактическое передаточное число u ф и проверить его отклонение Du  от заданного u

                                                                 (45)                                           (46)

Определить ориентировочное межосевое расстояние a, мм

а ³ 1,5 (d 1 + d 2) ³1,5*(150+300)=675 мм                                                          (47)

Определить расчетную длину ремня L, мм

         (48)

Полученное значение принять по стандарту: L =2500 мм

Уточнить значение межосевого расстояния а по стандартной длине L

 
                 (49)

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения a на 0,01L=0,01*2500=25мм для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения a на 0,025L=0,025*2500=62,5мм.

Определить угол обхвата ремнем ведущего шкива a 1, град

                                             (50)

Угол a 1 должен быть ³ 150о

Определить скорость ремня V, м/с

                                                   (51)

Где d1 и n1 -  соответственно диаметр ведущего шкива (см. п.1) и его частота вращения (см. табл. 2.5);

[V] = 35 м/с – допускаемая скорость .

Определить частоту пробегов ремня U, с-1

U = L/V £ [V]=2,5/7,5=0,3c-1£15c-1                                                                                                           (52)

Где [U] = 15 c-1 – допускаемая частота пробегов;

L – стандартная длина ремня, м.

Соотношение  U £ [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 ч.

Определить окружную силу Ft ,Н, передаваемую ремнем

                                                                                  (53)

Где Р ном – номинальная мощность двигателя, кВт (см. табл. 2.5);

V – скорость ремня, м/с (см. п.8).

Определить допускаемую удельную окружную силу [k п], н/мм2

[k п] = [k о] Сq Сa СV Сp Сd СF=1,6*1*0,97*1*1*1,2*0,85=1,583 н/мм2          (54)

 

Где [k о] - допускаемая приведенная удельная окружная сила, Н/мм2. Определяется по табл. 5.1 интерполированием в зависимости от диаметра ведущего шкива d1;

С – поправочные коэффициенты (см. табл. 5.2).

Определить ширину ремня b, мм

                                                                            (55)

Значения d, мм; F1, Н;[k п]Н/мм2 (см. 5.1, пп. 1, 10, 11). Ширину ремня b округлить до стандартного значения:

B=200 мм

Здесь В — стандартное значение ширины шкива (см. табл. 10.23).

Определить площадь поперечного сечения ремня А, мм2

А=d b=2,8*200=560 мм2                                                                                                                         (56)

Определить силу предварительного натяжения ремня F 0 , Н

Fo =A*do=560*2=1020H                                                                                  (57)

где s 0, Н/мм2 — предварительное напряжение (см. табл. 5.1).

Определить силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей 
ремня, Н

    (58)

где Ft и Fo см. пп. 10, 14.

Определить силу давления ремня на вал Fоп, Н

                                                            (59)

где a 1  — угол обхвата ремнем ведущего шкива (см. 5.1, п. 7).

Проверочный расчет.

Проверить прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви s max, Н/мм2

s мax = s1 + sи + s V £ [s] р =2,849+1,68+0,061=4,59£8 Н/мм2                      (60)

Где:   а)s1 – напряжение растяжения, Н/мм2

                                                                   (61)

Значения Ft , Н; А, мм2; Fо, Н; Z (см. 5.1, пп. 10, 13, 14; 5.2, пп. 13, 14, 15; табл. К31);

б) sи — напряжения изгиба, Н/мм2

                                                             (62)

Здесь Е и =80...100/мм 2 — модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;

d 1, мм (см. 5.1, п. 1; 5.2, п. 3);

d, мм (см. 5.1, п. 1);

в) s V - напряжения от центробежных сил, Н/мм2

                                                   (63)

Здесь r - плотность материала ремня,  кг/м3; r =1000…1200 кг/мм3 – для плоских ремней

u , м/с  (см. 5.1, п.8; 5.2, п.10);

г)[s] р  - допускаемое напряжение растяжения, Н/мм2

[s] р  = 8 Н/мм2 – для плоских ремней

Если получится s max > [s] р , то следует увеличить диаметр d1, ведущего шкива или принять большее сечение ремня и повторить расчет передачи.

Таблица №8 Составить табличный ответ

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	плоский	Частота пробегов ремня U, 1/с	0,3 с-1
Межосевое расстояние,a	867,5 мм	Диаметр ведущего шкива d1	150 мм
Толщина ремня d	2,8 мм	Диаметр ведомого шкива d2	300 мм
Ширина ремня b	200 мм	Максимальное напряжение s max , Н/мм2	4,59 Н/мм2
Длина ремня L	2500 мм	Предварительное натяжение ремня Fo, Н	1020Н
Угол обхвата ведущего шкиваa 1,град	170о	Сила давления ремня на вал Foп,Н	1863,67Н