2.2 Розрахунок передачі гнучкою в´язю.

2.2.1 Розрахунок пласкопасової передачі.

До передач гибкої в’язі відносять пасові, та та пласко пасові передачі. Вони складається з ведучого та веденого шківа та гибкої в’язі – паса, який знаходиться на шківах з натягом. Передача навантаження здійснюється за рахунок тертя між пасом

та шківами. В механічних приводах пасові передачі використовуються як понижуючі, та встановлюють на менше навантажену швидкохідну ступінь.

Пласко пасові – різновид пасових - такі передачі через велику гнучкість паса, у порівнянні з іншими різновидами пасових передач, характеризуються великою

плавністю, довговічністю та ККД. Передачі працюють при швидкості v = 5…100 м/с та потужності 50 кВт. Обмеження нижньої межі швидкості та потужності пов’язано зі збільшенням габаритів передачі. Верхня межа швидкості обмежується

погіршенням умов експлуатації пасів (у зв’язку зі збільшенням центробіжних сил), а це зменшує довговічність та ККД. Найбільше використання мають резинотканеві паси, ОДК вони не використовуються у середовище яке забруднено

нафтопродуктами.

Таблиця2- Розрахунок пласко пасової передачі.

№ п/п	Визначаємий параметр	Чисельне значення
1	2	3
1	Діаметр ведучого шківа, мм =6	=6 =360 мм; приймаю d1=250 мм
2	Діаметр веденого шківа, мм =d1u (1-ε);	=250·3,1(10,01)=767,25мм; приймаю d2=800 мм за(ГОСТ 17383-73)
3	Швидкість пасу, м/с υ = ;	υ = = 7 м/c
4	Міжосьова відстань, мм а = 2( + )	а = 2(250+800)= 1050 мм
5	Кут обхвату малого шківа i= 180-60 [ = 1500	i= 180-60 =148,8
6	Довжина паса, мм L=2a+0,5 ( + )+	L=2 1050+0.5 3,14(250+800)+ + 3820,52 мм Принимаю L = 4000 мм
7	Перевірка довговічності паса: Число пробігів λ= [П] = 5c1	λ= ;
8	Окружна сила, Н Ft= ;	Ft= =1571,4 H
9	З таблиці 2.2.1 (додаток1) пас - Б800 з числом прокладок z=3, =1,5 мм, р0= 3 H/мм. Перевіряємо виконання умови	z = 45мм; 0,025 = 0,025 250 = 6,25мм. Умова виконано
10	Коефіцієнт кута обхвату =1- 0,003(1- 1);	=1- 0,003(180-149) = 0,91
11	Коефіцієнт, що враховує вплив швидкості пасу , =1,040,0004 ;	=1,04-0,0004 = 1,0204
12	Коефіцієнт режиму роботи	Для передачі до стрічкового конвеєру при постійному навантаженні =1,0
13	Коефіцієнт, що враховує кут нахилу лінії центру передачі, θ ≤ 600 то Сθ =1, при θ 600 то Сθ = 0,9, при θ 800 то Сθ = 0,8	При нахилі до 60 приймаю = 1

Продовження таблиці 2- Розрахунок пласко пасової передачі.

1	2	3
14	Допустиме робоче навантаження на 1 мм ширини прокладки, Н/мм [p]=	[p] =0,91 = 2,73 H/мм
15	Ширина пасу, мм b ;	b = 95,9 мм; приймаю b=100 мм.
16	Визначити ширину шківа В = 1,1b + 10	В = 1,1* 100 + 10 = 120 приймаю В=125 мм.
17	Попередній натяг пасу, Н =g0bz g0 = 2,0…2,25н/мм – сила попереднього натяжінні	= 2,0 100 6,25 = 1250 H
18	Навантаження на вали передачі,Н =3 sin ;	=3·1250· sin = 3600 H ;

По отриманим розрахункам прийняв пас плаский резинотканевий згідно

(ГОСТ 23831 – 79) – Б800 хлопчатобумажний.

b=100мм; z=6; L=4000мм;

2.3 1. Вибір матеріалів коліс передачі .

Вихідні дані: Р₁ = 10 кВт, Т₁ = 180 Нм . Дані занесені у таблицю 3

Таблиця 3: Матеріал, обробка і твердість шестерні та колеса

Параметр	Шестерня	Колесо
Матеріал	Ст 40ХН	Ст 40ХН
Обробка	Покращення	Покращення
Твердість(за Бринелем або Роквелом)	280НВ	250НВ

2.3.2. Допустимі напруження для розрахунку зубчастої передачі

2.3.2.1. Визначити допустимі контактні напруження.

де: - розрахункова границя контактної витривалості поверхонь зубців колеса;

Шестерня: ₁ = 2Н_НВ + 70 = 2*280 + 70 = 630 МПа

Колесо: ₂ 2Н_НВ + 70 = 2*250 + 70 = 570 МПа

Z_R - коефіцієнт, що враховує шорсткість спряжених поверхонь зубців (беруть для колеса з шорсткішою поверхнею);

Z_R = 0,95

S_H = 1,1

Шестерня: [ ]_н1 = = 544МПа

Колесо: [ ]_н2 = = 492МПа

За розрахункове приймаю : [ ]_н2 = 492Мпа

2.3.2.2. Визначити допустимі граничні контактні напруження.

[σ]_Hmax= 2,8σ_т – сталі після нормалізації і покращання

Границя текучості матеріалів коліс σ_т = 540 Мпа;

[σ]_Hmax= 2,8σ_т = 2,8 * 540 = 1512 МПа

[ ]_н2 = 492МПа [σ]_Hmax = 1512 МПа

2.3.2.3. Визначити допустимі напруження при розрахунках зубців на витривалість при згині.

де: - границя витривалості зубців при згині;

= 1,8 Н_НВ

Шестерня: ₁ = 1,8 * 280 = 504 Мпа;

Колесо: ₂ = 1,8 * 250 = 450 МПа

Шестерня: [ ]_{F1 =} = 336 МПа

Колесо: [ ]_{F2 =} = 300 МПа

= 1,5

2.3.2.4. Визначити розрахункове гранично допустиме напруження зубців при згині.

де - граничне напруження в зубці, що не спричиняє залишкових деформацій або крихкої поломки зубця, яке рівне:

σ_{F lim M} =4,8Н_HB, МПа – для вуглецевих і легованих сталей після нормалізації і покращання.

Шестерня: σ_{F lim M1} = 4,8 * 280 = 1344 МПа

Колесо: σ_{F lim M2} = 4,8 * 250 = 1200 МПа

Шестерня: [ _{F max =} = 896 МПА

Колесо: [ _{F max =} = 800 МПА

2.3.3 Проектний розрахунок зубчастої передачі

Вихідними даними для проектного розрахунку є:

а) Т₁ = 180,6 Нм

б) и_зуб= 2,8

в) вид передачі - прямозуба;

г) матеріал – таб.3 п. 2.3 1.

д) [ ]_н = 492Мпа

2.3.3.1. Визначити розрахункове значення мінімальної міжосьової відстані передачі.

де: Ψ_ba – коефіцієнт ширини вінця зубчатого колеса;

Ка - коефіцієнт залежності від поверхневої твердості зубців шестерні ита колеса

Приймаю: ψ _ba = 0,315 K_a=495

Визначити :

= 0,5 * 0,315 (2,8 +1) = 0,6

K_Hβ, = 1,03 - табл.2.3.5.

K_Fβ, = 1,06 - табл.2.3.5.

= 495 (2,8+1) = 1418,274 мм

Приймаю = 200 мм

2.3.3.2. Визначити число зубців шестерні z₁ та колеса z₂.

Приймаю z₁=24.

Визначаю :

= 2,8 * 24 = 67,2

Приймаю z₂ = 68

2.3.3.3. Визначити фактичне передаточне число зубчастої передачі (з точністю до 0,01)

u_зуб^ф = 68/24 = 2,83

Розрахувати відхилення u_зуб від прийнятого раніше значення u_зуб:

u_зуб =( u_зуб^ф – u_зуб / u_зуб)100% - допустиме відхилення 4 %

u_зуб = 0 %

2.3.3.4 Визначити розрахункове значення нормального модуля зубців:

При прямозубої передачі =0^о. , тому = m^/.

=

Приймаю: = 4

2.3.3.5 Визначити попередні значення основних параметрів зубчастої передачі

а) ділильні діаметри шестерні і колеса:

d₁= = 96 мм

d₂= = 272 мм

остаточно приймаю аw =

б) ширина вінців коліс

, мм

b₂ = 0.315 * 184 = 58 мм

b₁ = 58 + 2 = 60 мм

в) діаметри вершин зубців

d_a1 = d₁+2m, мм

d_a1 = 96+2* 4 = 104 мм

d_a2 = d₂ + 2m, мм

d_a2 = 272 + 2 * 4 = 280 мм

г) діаметри впадин зубців

d_f1 = d₁-2,5m, мм

d_f1 = 96 - 2,5* 4 = 86 мм

d_f2 = d₂ - 2,5m, мм

d_f2 = 272 - 2,5* 4 = 262 мм

д) розмірів зубців коліс та розмірів вінців пари зубчастих коліс.

Таблиця 2: Розміри елементів зубців

Елементи зубця, мм	Колесо прямозубе
	формула	значення
Висота: головки ніжки зубця	ha= m hf = 1,25m h =ha+hf =2,25m	ha=4 hf=5 h=9
Радіальний зазор	c = 0,25m	c =1
Радіус кривини перехідної кривої	ρf = 0,38m	ρf =1,52

2.3.3.6 Визначити колову швидкість зубчастих коліс:

, (м/с);

₁ = 60 с^-1 – кутова швидкість

= ^-3 = 2,3 (м/с)

Призначаю 8 ступінь точності

2.3.3.7 Визначити сили в зачепленні коліс:

- колова сила в зачепленні коліс

, Н

F_t = 1000 = 3762,5 Н

- радіальна сила в зачепленні коліс

, Н

F_r = 3762,5 = 1354,5 Н

2.3.4. Перевірний розрахунок передачі на міцність.

2.3.4.3 Перевірка зубців на витривалість при згині.

Умови витривалості зубців шестерні і колеса при згині:

де і - допустимі напруження зубців шестерні і колеса при розрахунку на витривалість при згині.

= 544 МПа

₌ 492 МПа

Розрахункові напруження згину в шестерні і колесі передачі визначаються за формулами:

Шестерня: ₁ = 3,92*1 = 51,726 МПа

= ,

Колесо: ₂ = 3,62*1 = 51,7 = 47,74 МПа

де: Y_F1 = 3,92; Y_F2 = 3.61;

коефіцієнт нахилу зубців :

, = 1 – 0/140⁰ = 1

де = 0 – прямозуба передача;

51,726 544 МПа

48,277

Умови витривалості зубців при згині виконано.

4. Розрахунок ведучого валу.

2.4.1 Визначити конструктивні розміри ведучого валу.

• діаметр вихідного кінця валу:

d_{в1 , мм}

d_в1 = = 36 мм приймаю d_в1 = 36 мм

для визначення довжини l_в1 попередньо приймаю шпонку під шків пасової передачі: b = 10мм; h = 8мм; t₂ = 3,3мм t₁ = 5,5

визначаю довжину шпонки:

• робочу –

l₀ = 33,3 мм

• загальна – l= l₀ +b = 33,3 + 10 = 43,3 мм приймаю 45 мм

приймаю l_в1 = 22мм

- діаметр для встановлення підшипників кочення:

d_п1 = 1,1* 22 = 36*1,1 = 39,6 мм приймаю – d_п1 = 40 мм

для визначення довжини l_п1 попередньо приймаю підшипник:

типорозмір – 311 (серія середня)

d – 40 мм

D – 90 мм

B – 23 мм

C_r – 31,3 кН

C_ro – 22,0 кН

l_п1 = В + 10…15 = 17 + 13 = 30 мм приймаю l_п1 = 30 мм

• діаметр для встановлення шестерні - d_ш:

d_ш = d_п1 + 3,2 r_max = 25 + 3.2* 1.5 = 120 мм приймаю d_ш = 120 мм

l_ш = b₁ = 140 мм

• відстань між опорами вала:

2a = b + 2c +2 ,мм

2а = 20 + 2*13 + 15 = 301 мм

• загальна довжина вала:

L_в = l_в +2l_п + l_ш = 22 + 2* 30 + 140 = 860 мм

2. Перевірочний розрахунок ведучого валу.

Вихідні дані: Ft = 3762,5 Н

Fr = 1354,5 Н

2.4.3 Визначити опорні реакції.

Для вказаної розрахункової схеми радіальні реакції опор вала від вищеназваних сил рівні.

R_x1 = R_x3 = , Н

R_{y1 =} R_y3 = , Н

R_x1 = R_x3 =

R_{y1 =} R_y3 = = 678 Н

2.4.4 Визначити згинальні моменти по площині.

М_х1 = М_х3 =0

М_х2 = * 2a, Нм

М_х2 = * 57 = 53637 Нм

М_y1 = М_y3 =0

М_y2 = * 2а, Нм

М_y2 = * 57 = 19323 Нм

2.4.5 Визначити максимальне рідіальне навантаження.

R_mах = R_x1² + Н

R_mах = 1882² + Н

6. Визначити максимальний згинальний момент.

М_max = + , Нм

М_max = + = 57011 Нм