2 Розрахунок передач [1,3,4]

2.1 Розрахунок клинопасової передачі

Вихідні дані до розрахуну:

Розрахункова потужність привода кВт________________________________3.321

Обертовий иомент на ведучому валі Т_Д,Нм________________________________34.059

Частота обертів ведучого валу ___________________________________955

Передаточне число передачі _________________________________________2,0

Ресурс роботи привода ,год ___________________________________________13666

Коефіцієнт перевантаження ___________________________________________1,8

Коефіцієнт використання вздовж доби _________________________________0,45

Тип електродвигуна____________________________________________________112М

2.1.1 В залежності від моменту вибираємо переріз пасу та мінімальний D1 ведучого шківа (табл..2.1 [4]): переріз А, D1 min=90 мм (рис.2.1) .

.

Р ис 2.1 Переріз пасу

Данні вибраного пасу:

h=8мм

y =2,8мм

b =13мм

b =11мм

2.1.2 Розміри пасу нормального перерізу ГОСТ 12841-80 – ГОСТ 12843-80:

А - площа поперечного перерізу, А=81 ;

- маса 1м довжини,

2.1.3 Для підвищення витривалості пасу діаметр ведучого шківа назначають на 2-3 номери більше ніж D1 min стандартного ряду. Отже D1=125 мм .

2.1.4 Визначаємо розрахунковий діаметр відомого шківа:

D2p=D1U= =250 мм (2.1)

D2=D2p=250 мм, число стандартного ряду ГОСТ 1284-80.

2.1.5 По прийнятим стандартним діаметрам шківів підраховуємо дійсне передаточне число з врахуванням сковзання:

(2.2)

де - коефіцієнт відносного ковзання паса, .

Допуск на відхилення :

(2.3)

2.1.6 Розрахунок колової швидкості пасу:

(2.4)

V 30 м/c , отже шківи виготовляємо із чавуну СЧ15.

2.1.7 Визначаємо між-осьову відстань в залежності від передаточного числа U, U=2 => . Приймаємо до уваги, що

мм,

мм (2.5)

2.1.8 Знаходимо розрахункову довжину пасу, мм :

(2.6)

Приводимо до стандартного ряду (табл.. 2.3 [4]) L=1250 мм .

2.1.9 Розраховуємо дійсну між-осьову відстань згідно з L (гост), мм :

(2.7)

де мм ;

.

2.1.10 Визначаємо кут обтиску на ведучому шківі, :

(2.8)

2.1.11 Знаходимо число пробігів пасу в 1 с, :

(2.9)

2.1.12 Розраховуємо допустиму потужність на один клиновий пас при заданих умовах праці, кВт:

, (2.10)

кВт

де - потужність кВт, що передається одним пасом при кількості шківів , , , початковій довжині і спокійній праці (табл.. 2.4[4]):

кВт ;

- коефіцієнт враховуючий вплив кута обтиску на тягову спроможність:

(2.11)

- коефіцієнт враховуючий вплив на довговічність довжини ременя L в залежності від відношення до початкової :

,

;

- поправка, враховуюча зменшення впливу вигину пасу на веденому шківі на довговічність із збільшенням передаточного числа, кВт:

, (2.12)

кВт

де - поправка до моменту на ведучому шківі в залежності від U (табл..2.5[4]) при U=2 => =1,1;

- коефіцієнт режиму праці (табл..2.6[4]), =0,8 .

2.1.13 Визначаємо необхідне число пасів з врахуванням не рівномірності розподілу навантаження між пасами:

, (2.13)

де - коефіцієнт кількості пасів, =0,95 .

2.1.14 Розраховуємо силу тиску клинових пасів на вали, Н:

, (2.14)

Н

де - сила попереднього натягу, Н:

, (2.15)

Н

де - маса 1 м довжини (табл..2.2[4]), =0,105 кг/м.

2.1.15 Ресурс передачі, год. :

, (2.16)

год.

де - межа витривалості матеріалу пасу, =9,5 МПа;

m - показник кривої втоми, m=6;

- базове число циклів, ;

- коефіцієнт, враховуючий різну ступінь впливу напруження згину на ведучому і веденому шківах:

, (2.17)

;

=2 - число шківів передачі;

- максимальна потужність, МПа:

, (2.18)

МПа ;

- напруження розтягу на пасі, МПа:

, (2.19)

МПа;

де А – площа перерізу, А=81 ;

- корисна сила, Н:

, (2.20)

Н ;

- напруження згину, МПа:

, (2.21)

МПа

де - модуль пружності пасу, =80 МПа ;

- розмір (табл..2.3[4]) .

2.1.16 Підсумкові дані розрахунку :

Тип пасу А-1250Т ГОСТ1284.1-80 – ГОСТ 1284.3-80

Переріз нормальний А

Площа перерізу А, 81

Матеріал кордошнурові

Міжосьова відстань дійсна 324,480

Межі регулювання ,

Передаточне число дійсне 2,04

Довжина пасів L, мм 1250

Число пасів z 3

Сила попереднього натягу , Н 189,000

Сила діюча на вали , Н 1133

Робочий ресурс пасів 4309

ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ

1.Положення про курсовий проект «Привод механічний» з дисциплини «Деталі машин» ЗДТУ, 2003.

2. Методичні вказівки до курсового проекту з дисципліни „Деталі машин та основи конструювання” для студентів денної форми навчання /Склад. Вільчек О.І., Камель І.І., Малишев П.Н., - Запоріжжя: ЗДТУ. 1998- 89с.

3. Стандарт підприємства СТП15-96. Пояснювальна записка до курсового і дипломних проектів. Вимоги і правила оформлення. ЗДТУ. 1996 -36с.

4.Методичні вказівки до розрахунку та проектування пасової передачі з дисципліни „Деталі машин та основи конструювання” для студентів спеціальностей 12.01; 12.02; 12.03; 12.04; 12.05; 15.02; 15.04; всіх форм навчання /Склад. Вільчек О.І., Камель І.І., Малишев П.Н., - Запоріжжя: ЗМІ. 1993-20с.

2.2 Розрахунок циліндричної передачі

2.2.1 Розрахунок швидкохідного ступеня

Початкові дані:

Обертовий момент на ведучому валу передачі 346

Передаточне число U 4,4

Частота обертання ведучого валу 735

Ресурс роботи передачі 27594

Коефіцієнт перевантаження 1,8

Режим навантаження постійний нереверсивний

Коефіцієнт добового використання 0,45

Коефіцієнт річного використання 0,7

Матеріал і твердість:

шестерні Сталь 40ХН НВ 280

колеса Сталь 40Х НВ 320

Термічна обробка поліпшення.

2.2.1.1 Розрахунок допустимих контактних напружень, МПа :

, (2.22)

МПа,

МПа

де - допустиме контактне напруження для колеса або шестерні, МПа;

- межа контактної витривалості при базовому числі циклів навантаження, для НВ<350 (табл..1.1[4]) :

, (2.23)

МПа, МПа;

- коефіцієнт безпеки, (табл..1.1[4]) =1,1 ;

- коефіцієнт довговічності зубців:

, (2.24)

,

де - базове число циклів навантаження для шестерні (1) та колеса (2):

, (2.25)

,

;

- еквівалентне число циклів навантаження зубців при заданій циклограмі:

,

(2.26)

,

де - частота обертів колеса, ;

с - число навантажень зуба колеса за один оберт, с=1 ;

- діюче значення моменту на і-й сходинці циклограми навантаження;

Т – найбільший довгодіючий момент із циклограми, Т= ;

- відношення тривалості дії моменту до машинного часу.

- коефіцієнт шорсткості, для =1.

Розрахункове допустиме контактне напруження:

МПа (2.27)

2.2.1.2 Розрахунок допустимого напруження втоми при згині:

, (2.28)

МПа,

МПа

де - межа згінної витривалості при базовому числі циклів (табл..3.1[4]):

1,8 МПа,

МПа ;

- коефіцієнт запасу міцності:

, (2.29)

де (табл..3.1[4]);

для поковок та штамповок;

- коефіцієнт довговічності:

, (2.30)

де - базове число циклів, = ;

=6 для Н<350 НВ;

- еквівалентне число циклів навантаження при заданій циклограмі (маль. 1.1):

,

, (2.31)

,

;

- коефіцієнт реверсивності навантаження:

, (2.32)

де =0,35 для нормалізованих і поліпшених зубців, ;

- коефіцієнт шорсткості перехідної гантелі, =1,2 .

2.2.1.3 Проектний розрахунок

Визначення розрахункової між осьової відстані, мм:

, (2.33)

де - розрахункова між осьова відстань;

U - передаточне число передачі U=4,5 ;

- розрахунковий момент на колесі, ;

- коефіцієнт концентрації навантаження (табл..1.3[4]), згідно зі значенням відносної ширини шестерні :

, (2.34)

де - коефіцієнт ширини зубчатого вінця, =0,32 .

.

- для прямозубих коліс =495 .

Розрахункове значення приводимо до стандартного значення по ГОСТ 2185-66 (табл..1.4[4]) : .

Модуль зачеплення розрахункове дорівнює:

Зводимо до стандартного ряду (СТ СЄВ 310-76[4]), m=3 .

Сумарне число зубців для прямозубої передачі:

, (2.35)

.

Число зубців шестерні:

(2.36)

.

Число зубців колеса:

(2.37)

Фактичне передаточне число:

. (2.38)

Ділильний діаметр, мм:

, (2.39)

(2.40)

Ширина зубчатого вінця, мм:

мм (2.41)

Зводимо до чисел зі стандартного ряду лінійних розмірів по ГОСТ 6636-69, ширину шестерні беремо на 2...5 мм більше. Отже .

Коефіцієнт осьового перекриття:

(2.42)

Коефіцієнт торцевого перекриття, :

, (2.43)

.

Окружна швидкість, м/c:

(2.44)

Розрахунок параметрів зубчастої передачі. Визначаємо розміри елементів зубців:

- висота головки зуба :

мм;

- висота ніжки :

мм;

- висота зубця:

мм;

- радіальний зазор:

мм;

- кут профілю зубців ;

- діаметри вершин зубців, , :

мм,

мм;

- діаметри впадин:

мм,

мм;

- між осьова відстань передачі:

мм;

Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі. Колова сила:

;

- радіальна сила:

Н ;

- осьова сила:

Н .

2.2.1.4 Перевірний розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому.

Контактне напруження в зубцях:

(2.45)

де для сталевих коліс ;

- коефіцієнт враховуючий форму спряження поверхонь:

, (2.46)

де - кут профілю зубців ;

- коефіцієнт враховуючий сумарну довжину контактних ліній для коліс:

(2.47)

- питома розрахункова колова сила, Н/мм:

(2.48)

де - обертовий момент на колесі;

- для не корегованих коліс;

- ширина зубця вінця колеса;

- коефіцієнт концентрації навантаження, =1,106;

- коефіцієнт динамічного навантаження (табл..2.1[4]):

;

- коефіцієнт враховуючий розподілення навантаження між зубцями в залежності від ступеня точності (табл..2.2[4]), 8-й ступінь, =1 .

Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, бо < . Недовантаження (+5%...-15%) .

Максимальне контактне напруження при дії короткочасних максимальних навантажень , МПа:

, (2.49)

де - допустиме контактне напруження, пропонуючи відсутність залишкових пластичних деформацій або крихкого руйнування на поверхні зубців при дії , визначається за умовами термічної обробки зубців [4], МПа:

(2.50)

Умова виконується.

2.2.1.5 Перевірний розрахунок зубців на втому при згині.

Напруження згину на початку перехідної гантелі на ніжці зуба, МПа (для шестерні і колеса):

(2.51)

,

де - допустиме напруження при згині за (2.28);

- коефіцієнт форми зуба (табл..3.3[4]);

- коефіцієнт нахилу зубців:

(2.52)

- коефіцієнт перекриття зубців;

- питома розрахункова колова сила, H/м:

, (2.53)

де - коефіцієнт динамічності (табл..2.1[4]):

;

, - коефіцієнт розподілення навантаження між зубцями (табл..2.2[4]);

- коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба (табл..3.2[4]):

. (2.54)

Стійкість зубців проти втомного руйнування при згині забезпечується, оскільки розрахункові напруження згину менші від відповідних допустимих напружень :

< МПа , < МПа .

Напруження згину при дії короткочасних максимальних навантажень, МПа:

, (2.55)

,

де - допустиме навантаження (табл..3.4[4]):

, (2.56)

.

Міцність зубців на згин при дії максимального навантаження забезпечується, бо , .

2.2.1.6 Підсумкові дані розрахунку циліндричної передачі тихохідного ступеня

Між осьова відстань 125

Допустимі відхилення

Кут нахилу зуба 0

Ступінь точності. ГОСТ 1643-81 8

шестерня колесо

Число зубців 15 68

Напрям лінії зуба прямозуба

Коефіцієнт зміщення х 0

Ділильний діаметр 45 204

Діаметр вершин зубців 51 210

Діаметр впадин 37,5 196,5

Ширина 42 40

Сили в зачепленні циліндричних коліс:

Колова сила 12324

Радіальна сила 4492

Осьова сила 0

2.2 Розрахунок швидкохідного ступеня

Початкові дані:

Обертовий момент на веденому валі передачі 277,713

Передаточне число 4,5

Частота обертання веденого валу 106,111

Ресурс роботи передачі 13665,6

Коефіцієнт перевантаження 1,6

Режим навантаження постійний реверсивний

Коефіцієнт добового використання 0,3

Коефіцієнт річного використання 0,65

Матеріал і твердість:

шестерні Сталь 40ХН НВ 290

колеса Сталь 40Х НВ 240

Термічна обробка поліпшення.

Між осьова відстань дорівнює:

Модуль зачеплення розрахункове дорівнює:

Зводимо до стандартного ряду (СТ СЄВ 310-76[4]), m=2 .

Сумарне число зубців для прямозубої передачі:

, (2.70)

.

Число зубців шестерні:

(2.71)

.

Число зубців колеса:

. (2.72)

Фактичне передаточне число:

. (2.72)

Ділильний діаметр, мм:

, (2.74)

(2.75)

Ширина зубчатого вінця, мм:

мм (2.76)

Зводимо до чисел зі стандартного ряду лінійних розмірів по ГОСТ 6636-69, ширину шестерні беремо на 2...5 мм більше. Отже .

Коефіцієнт осьового перекриття:

(2.77)

Коефіцієнт торцевого перекриття, :

, (2.78)

.

Окружна швидкість, м/c:

(2.79)

Розрахунок параметрів зубчастої передачі. Визначаємо розміри елементів зубців:

- висота головки зуба :

мм;

- висота ніжки :

мм;

- висота зубця:

мм;

- радіальний зазор:

мм;

- кут профілю зубців ;

- діаметри вершин зубців, , :

мм,

мм;

- діаметри впадин:

мм,

мм;

- між осьова відстань передачі:

мм;

Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі. Колова сила:

;

- радіальна сила:

Н ;

- осьова сила:

Н .

2.2.1.4 Перевірний розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому.

Контактне напруження в зубцях:

(2.80)

де для сталевих коліс ;

- коефіцієнт враховуючий форму спряження поверхонь:

, (2.81)

де - кут профілю зубців ;

- коефіцієнт враховуючий сумарну довжину контактних ліній для коліс:

(2.82)

- питома розрахункова колова сила, Н/мм:

(2.83)

де - обертовий момент на колесі;

- для не корегованих коліс;

- ширина зубця вінця колеса;

- коефіцієнт концентрації навантаження, =1,11;

- коефіцієнт динамічного навантаження (табл..2.1[4]):

;

- коефіцієнт враховуючий розподілення навантаження між зубцями в залежності від ступеня точності (табл..2.2[4]), 8-й ступінь, =1 .

Стійкість зубців проти втомного викришування їхніх активних поверхонь забезпечується, бо < . Недовантаження

(+5%...-15%) .

Максимальне контактне напруження при дії короткочасних максимальних навантажень , МПа:

, (2.84)

де - допустиме контактне напруження, пропонуючи відсутність залишкових пластичних деформацій або крихкого руйнування на поверхні зубців при дії , визначається за умовами термічної обробки зубців [4], МПа:

(2.85)

Умова виконується.

2.2.1.5 Перевірний розрахунок зубців на втому при згині.

Напруження згину на початку перехідної гантелі на ніжці зуба, МПа (для шестерні і колеса):

(2.86)

,

де - допустиме напруження при згині за (2.63);

- коефіцієнт форми зуба (табл..3.3[4]);

- коефіцієнт нахилу зубців:

(2.87)

- коефіцієнт перекриття зубців;

- питома розрахункова колова сила, H/м:

, (2.88)

де - коефіцієнт динамічності (табл..2.1[4]):

;

, - коефіцієнт розподілення навантаження між зубцями (табл..2.2[4]);

- коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба (табл..3.2[4]), =1,1;

Стійкість зубців проти втомного руйнування при згині забезпечується, оскільки розрахункові напруження згину менші від відповідних допустимих напружень :

< МПа , < МПа .

Напруження згину при дії короткочасних максимальних навантажень, МПа:

, (2.89)

,

де - допустиме навантаження (табл..3.4[4]):

, (2.90)

.

Міцність зубців на згин при дії максимального навантаження забезпечується, бо , .

2.2.1.6 Підсумкові дані розрахунку циліндричної передачі тихохідного ступеня

Між осьова відстань 125

Допустимі відхилення

Кут нахилу зуба 0

Ступінь точності. ГОСТ 1643-81 8

шестерня колесо

Число зубців 23 102

Напрям лінії зуба прямозуба

Коефіцієнт зміщення х 0

Ділильний діаметр 46 204

Діаметр вершин зубців 50 208

Діаметр впадин 41 99

Ширина 36 32

Сили в зачепленні циліндричних коліс:

Колова сила 2856

Радіальна сила 1039 Осьова сила 0