6.2. Проверочный расчет.

6.2.1. Проверка прочности одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви σ_max , Н/мм².

σ_max = σ_l + σ_и + σ_v  [σ]_p = 7,98 < 10 Н/мм²

где σ_l – напряжение растяжения:

Н/мм²

где А = 140 мм² – площадь сечения;

σ_и – напряжение изгиба:

Н/мм²

где E_И = 80 Н/мм² – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;

σ_v – напряжения от центробежных сил:

σ_v = ρv²10^-6 = 0,0034 Н/мм²

где ρ = 1300 кг/мм³ – плотность материала ремня.

6.2. Параметры клиноременной передачи

Таблица 6.2.1. Сводная таблица.

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Частота пробегов ремня U, 1/с	0,5
Сечение ремня	Нормальное Б (А=140 мм2)	Диаметр ведущего шкива d1	63 мм
Количество ремней z	2	Диаметр ведомого шкива d2	280 мм
Межосевое расстояние а	195 мм	Максимальное напряжение σmax , Н/мм2	7,98
Длина ремня l	1000 мм	Предварительное натяжение ремня F0 , Н	420
Угол обхвата малого шки­ва α1, град.	160	Сила давления ремня на вал Fоп , Н	796

7. Вычисление действующих сил в механизмах.

7.1. Определение сил в зацеплении закрытых передач.

Редукторные валы испытывают два вида деформации – изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действи­ем вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консоль­ными силами со стороны открытых передач и муфт.

На рисунке 7.1 представлена схема сил в зацеплении конической передачи. За точку приложения сил принят полюс зацепления в средней плоскости колеса.

Значения сил определяются по таблице 7.1.

Рис. 7.1.1. Схема сил в зацеплении конической прямозубой передачи

Таблица 7.1.1. Силы в зацеплении закрытой передачи

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
		на шестерне	на колесе
Коническая прямозубая	Окружная
	Радиальная
	Осевая

где - коэффициент радиальной силы;

- коэффициент осевой силы

7.2. Определение консольных сил

В данной работе конструируется открытая ременная передача, определяющая консольную нагрузку на выходном конце вала (F_оп = 796 Н – см. п. 6.2). Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей двигатель с редукто­ром.

Консольная сила от муфты:

Н

F =125 =1184,27 H

7.3. Силовая схема нагружения валов редуктора

Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направ­ление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со сто­роны открытых передач и муфты, реакций в подшипниках, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.

Силы F_t1 и F_t2 направлены так, чтобы моменты этих сил уравновешивали вращающие моменты Т₁ и T₂ приложенные к валам редуктора со стороны двигателя и рабочей машины: F_t1 направлена противоположно вращению шестерни, а F_t2 - по направлению вращения колеса.

Консольная сила от ременной передачи F_on перпен­дикулярна оси вала и направлена вертикаль­но. Консольная сила от муфты F_M перпендикулярна оси вала и направлена противоположно силе F_t1, что увеличит напряжения и деформа­цию вала.

Рисунок 7.3.1. Схема нагружения валов конического одноступенчатого редуктора.

Таблица 7.3.1. Сводная таблица

Параметр		Шестерня	Колесо
Ft, Н		298
Fr,Н		133,625	312,791
Fa, Н		312,791	133,625
FОП, Н	FM,Н	196	36
T, Нм		7,1	34,1
ω, с-1		73,3	14,66

Радиальные реакции в подшипниках быстроходного и тихоход­ного валов направлены противоположно направлению окружных (F_tl и F_t2) и радиальных (F_rl и F_r2) сил в зацеплении редукторной пере­дачи. Точка приложения реакции — середина подшипника. Реакции от действия консольных нагрузок гео­метрически сложены с реакциями от сил зацепления. Реакции обо­значить буквой R с индексом, указывающим данный подшипник.