3.3.12. Силы в зацеплении.

Рис. 8 [1, рис. 2.7, стр. 23]

Окружная

F_t = 2∙10³∙T₁/d₁;

F_t = 2∙10³223/94.5 = 4719.6 Н;

радиальная

F_r = F_ttgα/cosβ

(для стандартного угла α=20^o tgα=0,364);

F_r = 4719.6 ∙ 0.255/cos11.7^o = 1283 Н;

осевая

F_a = F_ttgβ;

F_a = 4719.6 ∙ tg11.7^o = 977.4 Н.

4.Расчет клиноременной передачи.

Исходные данные:

Крутящий момент на ведущем шкиве Т₀ =117,4 Н•м

Частота вращения ведущего шкива n₀= 727 мин^-1

Передаточное число u=2

Относительное скольжение = 0.015

Тип нагрузки - постоянная

Число смен работы передачи в течение суток n_c=2

4.1. Выбор ремня:

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами с. 63(табл.1.3) [2]:

тип сечения - С;

площадь поперечного сечения A= 230 мм²;

ширина нейтрального слоя b_p=19 мм;

масса погонного метра ремня q_m= 0.3 кг/м.

4.2. Диаметры шкивов:

Диаметр ведущего шкива определим по формуле 1.3 с.64 [2]:

d₁=40 =40 =195,86мм

Округлим d₁ до ближайшего значения из ряда на с.64 [2]: d₁=200 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d₂=u d₁=394мм

После округления получим: d₂=400мм.

4.3. Фактическое передаточное число:

u_ф= =2.03

4.4. Предварительное значение межосевого расстояния:

= 0.8 (d₁+d₂)=480мм

4.5. Длина ремня:

L = 2 +0.5 (d₁+d₂)+ = 2 +0.5 (200+400)+ =1922,83 мм

Округлим до ближайшего числа из ряда на с.65 [2]:

L=2000мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние:

=0.25(L-W+ )=0.25(2000 -942+ )=488мм

где W = 0.5 (d₁+d₂)=942 мм

Y = 2 (d₂-d₁)²=320000 мм²

4.6. Угол обхвата на ведущем шкиве:

= -57. =133.03⁰

4.7. Скорость ремня:

V = = =7,6м/с

4.8. Окружное усилие равно:

F_t = = =1174H

4.9. Частота пробегов ремня:

= = =3.8c^-1

4.10. Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне:

C_u=1.14- =1.13

4.11. Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения:

= - -0.001V²= - -0.001 =2,16 МПа

4.12. Допускаемое полезное напряжение:

[ ] = C C_p= 1,31 МПа

где C - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата:

C = 1-0.44 ln =0.87

C_p - коэффициент режима работы.

C_p = C_н-0.1(n_c-1)=0.8-0.1(2-1)= 0.7

C_н- коэффициент нагружения, C_н=0.8

4.13. Расчетное число ремней:

Z= = =4.33

где С_z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями с.66(табл.3.3) [2], предварительно приняли С_z=0.9.

Расчетное значение Z округлим до ближайшего большего целого числа Z=5

4.14. Сила предварительного натяжения одного ремня:

S₀ = 0.75 + q_mV²=0.75 + 0,3 =306,48Н

4.15. Сила, нагружающая валы передачи:

F_b = 2 S₀ Z sin = =2810,9Н.

5. Предварительный расчет валов.

Быстроходный вал.

Быстроходный вал изготавливаем в виде вал - шестерни. Шестерню выполним двухвенцовой с канавкой между венцами для выхода фрезы. Найдём диаметр хвостовика:

где Т_б – крутящий момент

Полученный результат округляем до ближайшего значения из стандартного ряда d₁ = 35 мм.

Диаметр под крышку:

Диаметр под подшипник:

Длина хвостовика:

Другие диаметры и длины участков вала определяются конструктивно.

Промежуточный вал.

Найдём диаметр под подшипник:

Полученный результат округляем до ближайшего значения из стандартного ряда d₁ =50 мм.

Диаметр под колесо:

Диаметр под колесо:

Другие диаметры и длины участков вала определяются конструктивно.

Тихоходный вал.

Найдём диаметр хвостовика:

Полученный результат округляем до ближайшего значения из стандартного ряда d₁ = 65 мм.

Диаметр под крышку:

Диаметр под подшипник:

Диаметр под колесо:

Длина хвостовика:

Другие диаметры и длины участков вала определяются конструктивно.