2.3 Розрахунок клинопасової передачі

2.3.1 По номограмі /1/, с. 134 в залежності від частоти потужності меншого шківа n= n_ел.дв.=___ об/хв., і передаваємої потужності

Р= Р_потр= ___ кВт , приймаємо переріз паса ___ Дивитися рисунок 2.2.

Рисунок 2.2 – Номограма вибору перерізу клинопасової передачі

2.3.2 Крутний момент на валу електродвигуна:

Т_ел-дв=Р_потр / _ел-дв , (2.16)

Т_ел-дв = •10³ / = • 10³ Н • мм

2.3.3 Діаметр меншого шківа:

, (2.17)

2.3.4 Згідно з /1/ табл. 7.7, с.131, що діаметр меншого шківа не повинен бути меншим ____ мм, приймемо діаметр шківа із стандартного ряду ГОСТ 17383 або /1/ с.120 дорівнює d_1пас=____ мм.

2.3.5 Частота обертання вала двигуна під навантаженням:

d_2пас = d_1пас • і_пас (1 – ε), (2.18)

де s = 0,015 – коефіцієнт відносного ковзання.

d_2пас = ___________________мм

Приймаємо діаметр шківа із стандартного ряду ГОСТ 17383 або /1/ с.120 дорівнює d_2пас =___ мм.

2.3.6 Уточнюємо передатне відношення пасової передачі:

, (2.19)

і_р=

При цьому кутова швидкість ведучого валу буде:

, (2.20)

2.3.6 Відхилення кутової швидкості валу приводного барабану

стрічкового конвеєра від заданого:

, (2.19)

Відхилення знаходиться в заданому значені. Відповідно, заключно приймаємо діаметри шківів d_1пас=__ мм та d_2пас =__ мм.

2.3.7 Міжосьова відстань а_p , мм, необхідно прийняти в інтервалі

а_{p min} = 0,55(d_1пас + d_2пас) + T₀ , (2.20)

а_{p max} = d_1пас + d_2пас , (2.21)

де Т₀ – висота перерізу паса, мм /1/, табл.7.7,с.131.

a_{р min} = ___________________________мм,

а_{p max} =___________________________ мм

Приймаємо попередньо середнє значення з урахуванням нормального ряду числа а_р = ___ мм. ГОСТ 2185 або /1/ с.36 Дивитися на рисунку 2.3

Рисунок 2.3 – Схема клинопасової передачі.

2.3.8 Розрахунок довжини паса, мм:

, (2.22)

L_р=

Округляємо по /1/ табл.7.7, с.131 значення L=___ мм.

2.3.9 Уточнюємо значення міжосьової відстані з обліком стандартної довжини паса:

, (2.23)

де W = 0,5 (d_1пас + d_2пас), (2.24)

у=(d₂ – d₁)² , (2.25)

W = _______________________________________ мм,

у= _____________________________мм,

а= _________________________________ мм

При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменншення міжосьової відстані по 0,01•L = 0,01 • __ =__ мм, для поліпшення. Натягання пасів на шківи і можливість збільшити його на

0,025•L = 0,025 • __ = __ мм, для збільшення і забезпечення натягування пасів.

2.3.10 Кут обхвату ведучого шківі α₁, град:

, (2.26 )

₁=_________________º

2.3.11 Визначаємо число пасів передачі:

(2.27)

де Р=__кВт – потрібна потужність електродвигуна(п.п.2.2, табл.2.1);

С_р = __ - коефіцієнт режиму праці враховуючи умови експлуатації передач приводу до змішувача рідин при двозмінній праці, /1/табл.7.10, с.136;

p₀ = __ кВт – допустима потужність для одного приводного паса типу __заданих умовах роботи /1/, табл.7.8, с.132, для паса перерізом __, при довжини L = __ мм, та шків d₁ = __мм;

С_L = __ - коефіцієнт враховуючи вплив від довжини паса. Для паса переріза __ при довжині L = __ мм, /1/, табл.7.9, с135;

С_α = __- коефіцієнт враховуючи вплив кута обхвату при ₁ = __°, /1/ с.135;

С_z = __ - коефіціент враховуючи число пасів у передачі допускає, що число пасів від 2 до 3, /1/, с135.

Z =

Приймаємо:z = __.

2.3.12 Натяжіння гілки паса клинопасової передачі:

, (2.28)

де θ = __ – коефіцієнт враховуючи вплив центробіжних сил для паса перерізом ___ /1/, с.135;

V- розрахункова швидкість паса, м/с.

V = 0,5 _ел.дв. • d_1пас, (2.29) _­

V = ____________________м/с,

F₀ =___________________Н

2.3.13 Розраховуємо силу, що діє на валу, Н:

F_в= 2 • F₀ • z • sin , (2.30)

F_в =_____________ H

Розміри профілю канавок шківів /1/, с. 138 табл. 7.12, перерізу типу Б:

h =_ мм – глубина канавки нижче розрахункової ширини;

h₀ =__мм– висота канавки вище розрахункової довжини;

l_p =__мм – ширина канаки шківа;

f =__мм– відстань між віссю крайньої канавки і найближчим торцем шківа;

е = __-мм – відстань між центрами двох канавок;

 =__º – кут канавки шківа.

Рисунок 2.4 - Профіль канавок шківа

2.3.14 Визначаэмо ширину шківа, що залежить від розмерів канавок,мм:

в_ш = (z - 1) • е + 2 • f, (2.31)

в_ш =__________________________ .

2.3 Розрахунок поліклинової передачі

Поліклинові паси за стандартом мають три види перетину пасу. Пас перетину К застосовують замість клинових пасів перетинів О і А для передачі моменту Т₁ <40 Н • м; пас перетину Л — замість клинових пасів А, Б і В для передачі моменту Т₁ = 18...400 Н-м; перетину М — замість клинових пасів В, Г, Д і Е для передачі моменту Т₁> 130 Н-м (де Т₁ — момент на швидкохідному валу). Якщо можуть бути застосовані паси двох перетинів, перевагу слід віддавати пасу з меншим перетином.

Рекомендують застосовувати паси з парним числом клинів. Розміри обода шківів для поликлиновых ременів приведені в табл.7.13.

2.3.1 Коефіцієнт режиму роботи для змішувача рідин з врахуванням роботи в одну зміну К_р=1,0 /1/,табл. 7.4.

2.3.2 Розрахунковий момент на швидкохідному валу, Н·м:

, (2.15)

При отриманому значенні моменту ____ Н·м в зв’язку з рекомендаціями /1/, табл.7.13 , с.140 приймаємо пас перетеном ____.

Рисунок 2.2 – Розміри поліклинового паса перетину ____.

t = ____мм – відстань між вершинами клинів;

H = ___мм – висота паса;

r₁ = ___мм – радіус заокруглення клина зовнішній;

r₂ = _____мм – радіус заокруглення клина внутрішній;

h = _____мм – висота клина;

φ = 40º - кут клина.

2.3.3 Діаметр меншого шківа

, (2.16)

Згідно з /1/ табл.7.14 с.141, згідно з обліком того, приймемо найближчій d_1пас=_____ мм.

Рисунок 2.3 – Розміри перетину ведучого та веденого шківів поліклинової передачі.

2.3.4 Розміри перетину ведучого шківа поліклинової передачі:

D= ___ мм – розрахунковий діаметр ведучого шківа;

2Δ = __ мм – різниця між зовнішнім та розрахунковим діаметрами шківа;

D_н = D - 2Δ= _______ мм – зовнішній діаметр шківа;

s = ___ мм – відстань між віссю крайньої канавки і торцевою поверхнею шківа;

t = ___ мм – відстань між осями канавок;

е = ____ мм – глибина канавок з урахуванням заокруглення;

е_і=___ мм – повна глибина канавок;

r₁ = ___ – радіус заокруглення вершини ребра;

r₂ = ___ – радіус заокруглення западини канавки;

φ = 40º ± 15º - кут клина.

2.3.5 Швидкість пасу, м/с:

, (2.17)

6. Діаметр веденого шківа, мм:

, (2.18)

d_2пас =

Приймемо d_2пас =____ мм.

2.3.6 Уточнюємо передатне відношення:

, (2. )

При цьому значенні кутова швидкість веденого вала буде:

, (2.)

Відхилення кутової швидкості валу приводу барабану

стрічкового конвеєра від заданого:

, (2.19)

Розходження відхилення з тим, що було отримано у попередньому кінематичному розрахунку більше за задане значення, тому приймаємо не стандартний розмір ведомого шківа пасової передачі. Відповідно, заключно приймаємо діаметри шківів d_1пас=__ мм та d_2пас =__ мм.

Відхилення знаходиться в заданому значені. Відповідно, заключно приймаємо діаметри шківів d_1пас=__ мм та d_2пас =__ мм.

Число залишається таким, яким його визначили попередньо у кінематичному розрахунку u_пас=____.

2.3.7 Розміри перетину веденого шківа поліклинової передачі:

D = ___ мм – розрахунковий діаметр ведучого шківа;

2Δ = ___ мм – різниця між зовнішнім та розрахунковим діаметрами шківа;

D_н = D - 2Δ= ______ мм – зовнішній діаметр шківа;

s = ___ мм – відстань між віссю крайньої канавки і торцевою поверхнею шківа;

t = ___ мм – відстань між осями канавок;

е = ____ мм – глибина канавок з урахуванням заокруглення;

е_і=____ мм – повна глибина канавок;

r₁ = ___ – радіус заокруглення вершини ребра;

r₂ = ___ – радіус заокруглення западини канавки;

φ = 40º ± 15º - кут клина.

2.3.8 Визначаємо необхідне число клинів.

З точки осі абсцис v=___ м/с проведемо вертикаль до перетину з кривою d_1пас=___ мм. З отриманої крапки проведемо горизонталь до перетину з кривою потужності Р_ел.дв=___ кВт, потім з отриманої крапки проведемо знову вертикаль до перетину з лінією і_пас=___. Далі проведемо горизонталь до перетину з прямою К_р=___ останньої крапки проведемо вертикаль, яка перетне вісь абсцис z = ___.

Приймаємо остаточне число клинів z = ____.

Рисунок 2.5 – номограма для знаходження кількості клинів поліклинового паса перерізом L.

2.3.9 Міжосьова відстань при і_пас=_____ визначається за формулою, /1/ с.141:

a_w = 3 · d₁ , (2.19)

a_w =

2.3.10 Розраховуємо довжину поліклинового ременя, мм:

, (2.20)

Приймемо по /1/ табл.7.13, с.140 стандартне значення довжини паса L_р=_____мм.

Умовне позначення ременя: __________________________.

2.3.11 Уточнюємо значення міжосьової відстані з обліком прийнятої стандартної довжини паса, мм:

, (2.21)

де W=0,5π(d₁+d₂) , (2.22)

у=( d₂- d₁ /2)², (2.23)

W=_____________________ мм,

у=________________________мм²,

а_р =

2.3.12 Кут обхвату ведучого шківа, град:

, (2.24)

2.3.12 Розраховуємо силу, що діє на вал, Н:

F_B= 2∙S₀∙z∙sin , (2.25)

де 2S₀=___Н – значення початкового натяжіння на один клин поліклинових пасів.

F_B=

2.3.13 Ширина шківа, мм:

в_ш=(z-1)t+2s, (2.26)

в_ш=

2.4 Розрахунок зубчастої передачі редуктора

2.4.1 Вибираємо матеріали з табл.3.3/1/с.34; для шестерні - Сталь 45, термічна обробка поліпшення, твердість НВ 280; для колеса Сталь 45, термічна обробка - поліпшена, твердість НВ 250.

2.4.2 Допустимі контактні напруження:

, (2.25)

де σ_Hlimb – межа витривалості робочих поверхонь зубців./1/, табл.3.2. Приймаємо σ_Hlimb=2НВ+70;

К_HL=1- коефіцієнт довговічності, /1/, с.33;

[S_H]=1,1 - коефіцієнту безпечності, /1/, с.33.

2.4.3 Визначаємо для прямозубих коліс розрахункове контактне допустиме напруження, МПа:

для шестерні (2.27)

для колеса , (2.28)

Тоді допустиме контактне напруження [σ_H]=[σ_H2]=518 МПа.

2.4.4 Міжосьова відстань з умови контактної витривалості актив них поверхонь зубів :

, (2.29)

де К_а =___ - для прямозубих коліс;

и=и_ред=__ - передатне число редуктора;

Т₂ =___·10³ Н·м – обертовий момент на веденому валу, п.п.2.2, табл.2.1;

К_Нβ­=1 – коефіцієнт , що враховує неравномірність розподілення навантаження по ширині венця. /1/, табл.3.1, с.32;

ψ_ba =0,25 - коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані для прямозубих коліс, /1/ с.36.

а_ω=

Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185 а_ω=___ мм.

2.4.5 Модуль зачеплення приймаємо по наступній рекомендації:

, (2.30)

m=

Приймаємо по ГОСТ 9563 /1/ с.36 m=__мм.

Далі наведено формули для розрахунку прямозубої передачі

2.4.6 Визначаємо число зубів шестерні і колеса:

, (2.31)

Приймаємо z₁=___, тоді

, (2.32)

z₂ =

2.4.7 Основні розміри шестерні та колеса.

Діаметри ділильні,мм:

d₁=z₁∙m, (2.33)

d₁=_____мм

d₂=z₂∙m , (2.34)

d₂=____мм

- для косозубих коліс

2.4.6 Примемо попередньо кут нахилу зубців β= 10º і визначемо кількість зубів

, (2.31)

z₁=

Приймаємо z₁=__

, (2.32)

z₂ =

Уточнюємо значення кута нахилу зубців:

, (2.33 )

cosβ =

β=__

2.4.7 Основні розміри шестерні і колеса:

- ділильні діаметри

, (2.34 )

d₁=

, (2.35)

d₂=

Далі однаково для прямозубих та косозубих

2.4.8 Перевірка:

, (2.35)

a_w=

2.4.9 Діаметри вершин зубців, мм:

d_а1= d₁+2m , (2.36)

d_а1=

d_а2= d₂+2m , (2.37)

d_а2=

2.4.10 Ширина колеса,мм:

, (2.38)

b₂=

2.4.11 Ширина шестерні,мм:

, (2.39)

b₁=

2.4.12 Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

, (2.40)

ψ_bd =

2.4.13 Окружна швидкість та ступінь точності передачі,м/с:

, (2.41)

^м/_с.

При такій швидкості для прямозубих коліс слід приймати по 8-му ступеню точності по ГОСТ 1643 або /1/ с.32..

2.4.14 Коефіцієнт навантаження:

К_H=K_Hα ·К_Hβ ·К_Hv , (2.42)

де K_Hα=__ – коефіцієнт, що враховує нерівромрність розподілення навантаження між зубцями, /1/ , табл.3.4, с.32;

К_Hβ =__- коефіцієнт, що враховує нерівромрність розподілення навантаження по ширині вінця, /1/ табл.3.1, с.3;

К_Hv=__ - динамічний коефіцієнт, що залежить від колової швидкості ν₁ та ступені точності їх виготовлення, /1/ табл.3.6, с.32.

К_Н=

2.4.15 Перевіряємо контактне напруження, МПа:

прямозубих передач

, (2.43)

косозубих і шевроних передач

,

2.4.16 Сили, діючі в зачепленні, Н:

прямозуба – колова і радіальна

Колова

, (2.44)

Радіальна F_r=F_t·tgα , (2.45)

косозуба и шевронна – колова,радіальна, осьова

Колова

, (2.44)

Радіальна F_r=F_t· , (2.45)

Осьова F_a = F_t tgβ, (2. )

де α – кут зачеплення;

β – кут нахилу зубів.

2.4.17 Перевіряємо зубці на витривалість по напруженням вигину:

для прямозубих ,

для косозубих (2.47)

де F_t – колова сила,Н;

К_F – коефіцієнт навантаження, що визначається за формулою (2.48);

Y_F – коефіцієнт, що враховує форму зуба, залежить від еквівалентного числа зубів, /1/ с.42;

Y_β – коефіцієнт, що враховує підвищення міцності косих зубців у порівнянні з прямими та визначається за формулою (2.51);

K_Fα – коефіцієнт,що враховує розподілення навантаження між зубами. Визначається за формулою (2.52);

b₂ – ширина зубчастого колеса,мм;

m – нормальний модуль зачеплення, мм.

2.4.18 Визначаємо коефіцієнт навантаження:

K_F=K_Fβ · K_Fv , (2.48)

де К_Fβ =___ - коефіцієнт, що враховує нерівромрність розподілення навантаження по довжені зуба, /1/ табл.3.7, с.43;

K_Fv=___ - коефіцієнт, що враховує динамічну дію навантаження /1/ табл.3.8, с.43

K_F=

2.4.19 Визначаємо коефіцієнт Y_F , залежить від еквівалентного числа зубів z_ν1 і z_ν2 , /1/ с.42:

- для шестерні , (2.49)

z_ν1=

• для колеса

, (2.50)

z_ν2 =

При визначених еквивалентних числах зубців z_ν1=___Y_F1=____;

z_ν2 =__Y_F2=____.

2.4.20 Визначаємо коефіцієнти Y_β :

, (2.51)

де β = ___º - кутнахилу делильної лінії зуба, формула (2.33).

2.4.21 Визначаємо коефіцієнти K_Fα :

, (2.52)

де ε_α = 1,5 – коефіцієнт торцевого перекриття;

n – ступінь точності зубчастих коліс. Була прийнята 8-я ступінь точності.

K_Fα=

2.4.22 Допустиме напруження визначаємо по формулі:

, (2.53)

де межа витривалості , по /1/, табл.3.9, с.45, для матеріалу Сталь 45 покращеної, при твердості НВ≤280 встановлено:

, (2.54)

для шестерні

для колеса

[S_F] – коефіцієнт безпеки.

, (2.55)

По табл.3.9/1/с.45 =1,75 ; =1 .

Допустимі напруження:

- для шестерні

- для колеса

2.4.23 Значення відношення , МПа:

для шестерні

для колеса

Подальший розрахунок слід вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.

2.4.24 Перевіряємо зуби колеса на витривалість по напруженням вигин

Умова міцності виконана.