3.6. Расчет ременной передачи

Задаемся диаметром малого шкива. ( рис.3.1)

Схема ременной передачи

Рис.3.1

D₁ = 110 мм

D₂ = U_р∙D₁ (3.1)

D₂ = 1,9∙110=210 мм

В расчете используется ремень с сечением Б.

Уточним передаточное число передач

(3.2)

где е – коэффициент упругого скольжения. е=0,015 /1.с.62/ ;

Скорость ремня:

(3.3)

Межосевое расстояние определяют из условия:

a_min <=a <= a_max

где , a_min=0,55(D₁+D₂)+h (3.5)

(3.5)

a_max = 2 (D₁+ D₂)

где, h – высота ремня. h= 10,5 мм /1.табл 5.4/;

a_min = 0,55 (110 + 210) +10,5 = 186,5 мм

a_max = 2 (110+210) = 640 мм

Принимаем а =420 мм.

Определяем длину ремня

(3.6)

Округляем значение до ближайшего стандартного L=1400мм. /1.табл. 5.4/

Уточненное действительное межосевое расстояние соответствующее принятой стандартной длине ремня.

(3.7)

где

(3.8)

Определяем угол обхвата на малом шкиве.

(3.9) 0))

α₁ >120⁰

Определяем требуемое количество ремней:

(3.10)

где Р₀ – мощность передаваемая одним клиновым ремнем.

P ₀ = 1,39 кВт ,/1.табл 5.6

К_р – коэффициент режима работы. К_р = 1, /1. с.63/.

К_α – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата. К_α = 0,965, /1. с.63/.

Проверяем ремень на долговечность по числу пробегов за 1с.

(3.11)

Определяем усилия на валу:

(3.12)

где G₀ – начальное напряжение в ремне. Для передачи общего назначения

G₀ = 1,5мПа /1.с.65/

А – площадь поперечного сечения ремня, А = 138 мм² /1. табл. 5.4/

Рассчитаем параметры шкивов. Шкивы выполняют дисковыми.

Длина ступицы

(3.13)

где d – диаметр под ступицей шкива, мм.

Диаметр ступицы:

(3.15)

Размеры канавок согласно ГОСТ20889-75

мм

мм

3.6. Расчет вала на прочность и жёсткость и виброустойчивость

При эксплуатации фрезерного станка в зонах контакта инструмента с заготовкой возникают силы резания, согласно рис 3.2.

Рис.3.2 Схема сил при фрезеровании

Для расчёта вала на прочность и жёсткость необходимо определить силы и момент действующих на вал.

Согласно предыдущих расчётов имеем: касательная сила резания FК =2,88 Н; радиальная FR =79,6 Н. Тогда момент будет равен:

M = FК·r,

где r – радиус инструмента.

М = 28,8·0,2 / 2 = 2,88 Н·м

Для сохранения условий равновесия сил момент, развиваемый касательной силой резания, будет равен моменту от касательной силы Ft на ведомом шкиве, т. е.:

М = Fτ·rш = 2,88 Н·м,

где r_ш - радиус ведомого шкива, м.

Откуда,

Fτ= M / r_ш = 2,88 / 0,055 = 74,6 Н

где r_ш - радиус ведомого шкива, м.

Fτ = 2,88 / 0,055 = 52,4 Н

Сила натяжения ремней (Fн, Н) должна соответствовать условию:

Fн = 3·Fτ, ()

Fн = 3·52,4 = 157,2 Н

Расчёт изгибающих и крутящих моментов действующих в каждом сечении вала и построение эпюр представлена на рис 3..

Расчётная схема условно размещена на рис 3.. горизонтально.

а).

б). Момент изгибающий в плоскости ХОУ

М1 = Fк∙ 1 = 28,8∙0,2 = 5,57 Н∙м М2 = Fτ∙ 2 = 52,4∙0,07 = 3,67 Н∙м

в). Момент изгибающий в плоскости ХОZ

М3 = FR· 1 = 0,84*0,2 = 0,17 Н∙м М4 = Fн∙ 2 = 157,23∙0,07 = 11 Н∙м

г). Момент крутящий Мкр.

М = 2,88 Н·м

Рис 3..

Как видно из эпюр наиболее нагруженной будет эпюра В. Эквивалентный момент для данного сечения составит:

Мэкв= Н·м

Для эквивалентного момента минимальный диаметр опасного сечения будет равен:

d_min= мм

По конструктивным соображениям принимаем диаметр вала d=55 мм. Выбор диаметра превышающего расчётный в 4,2 раза выбран с учётом посадочных размеров внутреннего кольца подшипника, возможностью формирования шпоночных канавок, сокращением механических работ при изготовлении вала и выбранного способа крепления фрезы.

Учитывая значительное превышение принятого диаметра вала по отношению к расчётному, дальнейшие расчёты на жёсткость, виброустойчивость не выполняем.