3.5 Силы, действующие в зацеплении

1. Окружная сила:

Шестерни, колеса F_t12=2T₁/d_nm1=2·105000/122.4=1730 (Н)

2. Радиальная сила колеса или осевая шестерни:

F_x1=-F_r2=F_t1·tg·cos₁=1730· tg20·sin18,43= 200 (H)

где  - угол зацепления, = 20 .

3. Осевая сила:

F_r1=-F_x2=F_t1·tg·cos₁=1730· tg20·cos18,43=600 (H)

4 Конструирование клиноременной передачи

4.1 Общие положения

В настоящее время в машиностроении получили наибольшее распространение передачи клиновыми (нормального и узкого сечения) и поликлиновыми ремнями. Скорость клиновых ремней не должна превышать 25-30 м/с, а поликлиновых ремней 40м/с. При одинаковых габаритных размерах передача узкими клиновыми ремнями в 1,5-2 раза выше по тяговой способности, чем передача клиновыми ремнями нормального сечения.

Согласно ГОСТ 1284.3-80 расчет клиновых ремней сводится к подбору типа и числа ремней. Основным расчетом ремней считается расчет по тяговой способности. Расчет ремней на долговечность проводиться как проверочный.

4.2 Проектный расчет

Исходные данные полученные из кинематического расчета привода:

N₁ = 3,65 кВт;

n₁ = 950 об/мин;

Т₁ = 41000 Нмм;

Т₂ = 105657 Нмм;

U = 3,11.

1. Выбираем сечение ремня в зависимости от крутящего момента на ведущем валу: сечение ремня А, d_min = 90 мм.

2. Выбираем диаметр меньшего шкива. С целью повышения ресурса работы передачи рекомендуется устанавливать меньший шкив расчетного диаметра d₁>d_min выбирая значение из стандартного ряда. Принимаем d₁ = 100 мм .

3. Определяем диаметр большого шкива d₂, мм:

d₂ = d₁ · U (4.1)

d₂ = d₁ · U = 1003,11 = 311 мм.

4. Уточняем передаточное число с учетом относительного скольжения =0,01.

(4.2)

_{U’=311/(100(1-0,01))=0.31}

Определяем расхождение U’ от заданного U:

(4.3)

U=(3,11-3,1)/3,11100%=1%5%

5. Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния а’, мм:

a’ = c d₂ (4.4)

где с – выбирается в зависимости от передаточного числа U, с = 1,1.

a’ = c d₂ = 1,1311 = 342.1мм.

6. Определяем расчетную длину ремня l, мм:

(4.5)

_{L=2 342,1+(100+342)/2+(100+342)}²_{/(4342)=1010 (мм)}

Полученное значение округлили до ближайшего стандартного по ГОСТ 1284.2-89, ГОСТ 184.3-96. Длина ремня 1000 мм.

7. Уточняем значение межосевого расстояния а, мм:

_{a=(2l-(d2+d1)+((2l-(d2+d1))}²_-8(d2-d1)²₎^1/2_)/8=

_{=(21000-(342+100)+((21000-(342+100))}²_-8(342-100)²₎^1/2_{)/8=492 (мм)}

8. Определим угол охвата ремнем ведущего шкива:

=180-57(d₂-d₁)/a=180-57(306-100)/488,35=155,96120- условие выполняется

9. Скорость ремня

V=d₁n₁/(6010³)= 100965/(6010³)=5,1<([ х]=25 м/с) – условие выполняется.

10. Определяем число пробегов ремня в секунду н , с^-1:

=V/L=5,1/1=5,10,1- условие выполняется.

11. Определяем окружную силу на шкивах F_t , Н:

F_t=N₁/ V=4,1/5,1=804 (H)

12. Определяем количество клиновых ремней z:

z’= F_t /([k]A₁)=804/(2,981)=3,42

[k]=k₀·c_·c_p=2,7·1,07·1=2,89 МПа

_k0=5,55/(^0,09_)-6bp^1,57_{/(d1ku)-10}^-3_V²_=5,55/(4,97^0,09_)-611^1,57_{/(1001,14)-10}^-3_5,1²_=2,7

где: k_u – коэффициент влияния передаточного числа, k_u=1,14; b_p – ширина ремня по нейтральному слою, b_p=11мм; А₁ – площадь поперечного сечения ремня, А₁=81мм²; [k] – допустимое полезное напряжение, МПа; k₀ – полезное напряжение ремня, МПа; c_ - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность, c_ =1,07; c_p – коэффициент режима работы (перегрузка при пуске 135%), c_p =1.

Учитывая, что в многоручьевых передачах нагрузка по ремням распределяется неравномерно вводится поправочный коэффициент c_z=0,9, тогда:

z=z^/ c_z= 3,658/ 0,9=3.80346

14. Определяем силу давления на вал F_r, H:

F_r=2A₁z·K₀·cos((180-)/2) (4.16)

F_r=2A₁z·k₀·cos((180-)/2)= 2·81·4·2,5· cos((180-155,96)/2)=1590H.