- •Е.М. Гуліда, л.Ф. Дзюба, і.М. Ольховий, г.Й. Боднар
- •Вказівки до оформлення роботи
- •Вихідні дані для проектування
- •Числові дані для проектування
- •Методичні вказівки до виконання роботи
- •1. Вибір електродвигуна
- •Технічні дані асинхронних електродвигунів загального застосування з короткозамкненим ротором (гост 19523-74)
- •2. Кінематичний і силовий розрахунок приводу
- •Результати кінематичного і силового розрахунків приводу
- •3. Розрахунок пасової передачі
- •3.1. Плоскопасова передача
- •Параметри для гумотканинних пасів із бельтингу б-820
- •Шпонки призматичні
- •3.2. Клинопасова передача
- •Попередній вибір перерізу клинових пасів
- •Значення р0 для клинових пасів
- •Параметри профілю канавок і шківів клинопасових передач, які приймають залежно від перерізу паса
- •4. Розрахунок зубчастої передачі
- •4. 1. Вибір матеріалів коліс передачі
- •Рекомендації щодо вибору варіантів матеріалів шестерні і колеса
- •Матеріал, обробка і твердість шестерні та колеса
- •4.2. Допустимі напруження для розрахунку зубчастої передачі
- •Границі розрахункової контактної витривалості
- •Механічні характеристики сталей для виготовлення зубчастих коліс
- •Границі витривалості зубців при згині
- •4.3. Проектний розрахунок зубчастої передачі
- •Значення коефіцієнтів kHβ і kFβ
- •Стандартні значення модуля
- •4.4. Перевірний розрахунок передачі
- •Коефіцієнти динамічного навантаження зубців
- •Коефіцієнти форми зубців
- •Розміри елементів зубців
- •Основні розміри вінців пари зубчастих коліс
- •Основні розміри зубця і вінців пари коліс зубчастої передачі
- •Рекомендації щодо вибору в’язкості мастила
- •Мастила для зубчастих редукторів
- •4.5. Визначення діаметра вихідного кінця веденого вала та розрахунок шпонкових з’єднань
- •5. Конструювання веденого вала зубчастої передачі
- •5.1. Конструювання вала
- •5.2. Вибір підшипників кочення для валів зубчастої передачі
- •Кулькові підшипники радіальні однорядні
- •Кулькові підшипники радіально-упорні однорядні
- •5.3. Перевірка статичної міцності веденого вала
- •5.4. Перевірка підшипників веденого вала на динамічну вантажність
- •Коефіцієнт впливу осьового навантаження
- •Коефіцієнти X, y для радіальних кулькових підшипників
- •Числові дані для завдання
- •Порядок виконання роботи:
- •1. Вибір електродвигуна
- •2. Кінематичний і силовий розрахунок приводу
- •Результати кінематичного і силового розрахунку привода
- •3. Розрахунок пасової передачі
- •3.1. Плоскопасова передача
- •Параметри гумотканниного паса з бельтингу б-820
- •3.2. Клинопасова передача
- •4. Розрахунок косозубої циліндричної передачі
- •4. 1. Вибір матеріалів зубчастих коліс
- •Матеріал, обробка і твердість шестерні та колеса
- •4.2. Визначення допустимих напружень
- •4.3. Проектний розрахунок зубчастої передачі
- •4.4. Перевірний розрахунок зубчастої передачі
- •Основні розміри зубця і вінців пари зубчастої передачі
- •4.5. Визначення діаметра вихідного кінця веденого вала зубчастої передачі та розрахунок шпонкових з’єднань
- •5. Конструювання веденого вала зубчастої передачі
- •5.1. Конструювання вала
- •5.2. Вибір підшипників кочення
- •5.3. Перевірка статичної міцності веденого вала
- •5.4. Перевірка підшипників веденого вала на динамічну вантажність
- •Список літератури
2. Кінематичний і силовий розрахунок приводу
При розрахунку визначають потужність Р, частоту обертання п, кутову швидкість і обертовий момент Т на кожному валу приводу.
2.1. Значення параметрів на валу двигуна:
- потужність Рд (кВт) - визначається в п.1.3;
- частота обертання пд (об/хв.) - визначається в п.1.3;
- кутова швидкість д =, ;
- обертовий момент Тд =, (Нм).
2.2. Значення параметрів на вхідному валу 1 зубчастої передачі:
- потужність Р1 = Рд;
- частота обертання п1 =;
- кутова швидкість 1 =;
- обертовий момент Т1 = .
2.3. Значення параметрів на вихідному валу 2 зубчастої передачі:
- потужність Р2 = Р1;
- частота обертання п2 =;
- кутова швидкість 2=;
- обертовий момент Т2 = .
Отримані результати записують в табл. 3.
Таблиця 3
Результати кінематичного і силового розрахунків приводу
Показники |
Вал |
||
двигуна |
1 |
2 |
|
Частота обертання п,( об/хв.) |
|
|
|
Кутова швидкість , (1/с) |
|
|
|
Потужність Р,(кВт) |
|
|
|
Обертовий момент Т, (Нм) |
|
|
|
3. Розрахунок пасової передачі
3.1. Плоскопасова передача
3.1. Для плоскопасової передачі за відомою потужністю Рд (кВт), що передається пасом, з табл. 4 вибираються розміри і тип гумотканинного плоского паса із бельтингу Б-820.
3.2. Визначають розрахункове значення діаметра ведучого шківа 1 передачі за формулою
, (мм),
де - потужність двигуна в кВт.
Отримане розрахункове значення слід округлити до найближчого (меншого або більшого) стандартного значення.
Стандартний ряд діаметрів шківів:
100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 225; 250; 280; 320; 360; 400; 500; 560; 710; 800; 900; …..
Стандартне значення dш1 не повинно перевищувати значення dш1 (табл.4, колонка 5) для вибраного паса.
3.3. Перевіряють виконання умови обмеження напруження згину, які виникають при обгинанні пасом ведучого шківа 1,
,
де δ - товщина вибраного паса.
Якщо співвідношення не виконується, то потрібно брати або більший діаметр шківа dш1, або меншу товщину δ .
Таблиця 4
Параметри для гумотканинних пасів із бельтингу б-820
Потужність, яка передається пасом Р, кВт |
Число прокладок паса іп |
Товщина паса δ, мм |
Стандартна ширина паса bп, мм |
Діаметр ведучого (малого) шківа dш1, мм |
Оптимальне питоме навантаження (iпft0), Н/мм при f0, Н/мм __________________ f0=2 Іf0=2,25Іf0=2,5 |
||
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
2...3 |
2 |
3,0 |
20; 25; 30; 40; 45 |
80 100 125 |
5,0 5,2 5,3 |
5,4 5,6 5,7 |
5,8 6,0 6,1 |
3...10 |
3 |
4,5 |
20; 25; 30; 40; 45; 50; 60; 70; 75; 80; 85; 90; 100; 125; 150; 200; 250 |
125 160 200 250 |
7,1 7,3 7,5 7,7 |
8,3 8,5 8,7 8,9 |
8,8 9,1 9,3 9,5 |
10...20 |
4 |
6,0 |
180 225 280 320 |
10,2 10,5 10,7 10,9 |
11,1 11,4 11,6 11,8 |
12,0 12,3 12,5 12,7 |
|
20...40 |
5 |
7,5 |
250 320 400 500 |
12,7 13,0 13,2 13,5 |
14,0 14,4 14,6 14,9 |
15,1 15,5 15,8 16,2 |
3.4. Визначають розрахункове значення діаметра веденого шківа
.
Отримане значення зводять до стандартного значення .
3.5. Знаходять фактичне передаточне число пасової передачі
.
3.6. Вибирають орієнтовну міжосьову відстань передачі за формулою
.
3.7. Визначають кут обхвату пасом меншого шківа
.
Кут обхвату α1 впливає на тягову здатність передачі. Для плосопасових передач кут α1 повинен бути не меншим, ніж 150о (тобто ). Якщо остання умова не виконується, необхідно збільшити міжосьову відстань а.
3.8. Знаходять довжину паса l
.
3.9. Оцінюють довговічність роботи паса за умовою обмеження числа пробігів паса «і» за одиницю часу
,
де v - швидкість руху паса (м/с), - допустиме число пробігів паса; для плоских гумотканинних пасів =5…6.
Швидкість руху паса визначають за формулою
, (м/с).
У випадку, коли і >, необхідно збільшити довжину паса l , збільшивши для цього міжосьову відстань а і провівши перерахунки, починаючи з п.3.7.
3.10. Визначають корисне навантаження, що передається пасовою передачею
, (Н).
3.11. Знаходять розрахункову ширину паса за формулою
, (мм),
де - допустиме питоме корисне навантаження на одиницю ширини паса, яке визначається за формулою
=.
Причому: - оптимальне питоме корисне навантаження на одиницю ширини паса; іп -число прокладок в пасі (береться з табл. 4);
Величина вибирається з табл. 4 залежно від питомої сили попереднього натягу паса, що припадає на одиницю ширини однієї прокладки f0. Для гумотканинних пасів величина f0 змінюється в межах
f0 = 2,0 …2,5 Н/мм.
Приймається:
- f0 =2,0 - для передач з попереднім натягом паса при відносно малій міжосьовій відстані і куті нахилу передачі до горизонту
γ >60о ;
- f0 =2,25 - при великій міжосьовій відстані і γ 60о ;
- f0 =2,5 - при автоматичному регулюванні натягу віток паса.
Вибравши параметр f0 , із табл. 4 (колонка 6,7 або 8) для вибраного в п.3.1 паса і для визначеного в п. 3.2 діаметрі шківа dш1 визначають значення
.
Знаходять значення коефіцієнтів Cγ , Cα , Cv , Cp.
Коефіцієнт Cγ, що враховує кут γ нахилу передачі до горизонту, рівний:
-
Cγ =1,0 – якщо γ = 0о ...60о ;
-
Cγ= 0,9 – якщо γ = 60о …80о ;
-
Cγ=0,8 - якщо γ = 80о …90о.
Коефіцієнт Cα, що враховує кут α1 обхвату пасом малого шківа, визначається за формулою
Cα = 1 – 0.003(180o – α1).
Коефіцієнт Cv, що враховує вплив на роботу передачі відцентрових сил, визначається за формулою
Cv = 1,04 – 0,0004v2.
Коефіцієнт Cp враховує режим роботи передачі. При роботі передачі в одну зміну він рівний:
Cp =1 – при спокійному навантаженні ( СН );
Cp=0,8...0,9 - при незначних коливаннях навантаження (НКН);
Cp=0,7…0,8 - при значних коливаннях навантаження (ЗКН);
Cp=0,6…0,87- при ударному і різкозмінному навантаженні (УРЗН).
При роботі передачі у дві зміни цей коефіцієнт слід перемножити на 0,87, а при роботі у три зміни – на 0,72.
Підставляють знайдені значення коефіцієнтів та величини у вираз для і визначають цей параметр. Далі за відомим параметром знаходять розрахункову ширину паса .
Отримане розрахункове значення ширини паса зводять до стандартної ширини bn , значення якої наведені в колонці 4 табл. 4.
Знаходять ширину вінця веденого шківа bш2 за співвідношенням
bш2 = bn + ( 5…8 ), мм.
3.12. Визначають силу попереднього натягу віток паса
.
В останньому виразі величина f0 приймається тією ж, яка була використана в п.3.11, при визначенні ширини паса .
Знаходять навантаження на вали пасової передачі
.
3.13. Визначають строк служби (ресурс) h (год) вибраного гумотканинного паса
,
де - обмежена границя витривалості паса при базі випробувань N0= 107 циклів (для гумотканинного паса =7МПа), - максимальне напруження в пасі при роботі передачі;
m- показник степеня кривої втоми (для гумотканинних пасів m = 6), і – число пробігів паса ( визначається в п.3.9 ); п - число циклів напружень за один пробіг, що рівне числу шківів у передачі, тобто п = 2; - коефіцієнт, що враховує різний ступінь впливу напружень згину в пасі на малому і великому шківах та залежить від передаточного числа пасової передачі. Значення цього коефіцієнта: =1 – при ипас =1; =0,8 – при ипас=1,5 ; =0,6 – при ипас = 2; =0,5 - при ипас = 3.
Максимальне напруження в пасі визначається за формулою
.
Складові цього напруження:
- напруження від попереднього натягу паса
, (МПа);
- напруження від корисного навантаження паса
, (МПа);
- напруження від дії відцентрової сили
, (МПа);
- напруження згину паса
, (МПа).
Модуль пружності для гумотканинного паса Е=300МПа.
3.14. Визначають розрахункове і дійсне значення діаметра вихідного кінця веденого вала пасової передачі. Вал знаходиться під одночасною дією крутного моменту Т1 і згинального моменту, викликаного визначеним в п.3.12 навантаженням на вали R (див.п.3.12). Попередньо діаметр вала визначають з умови міцності на кручення (нехтуючи згином), приймаючи при розрахунку на міцність занижене значення допустимого напруження =25…30МПа. Вибирають значення і, користуючись умовою міцності на кручення
,
визначають розрахунковий діаметр
.
Отримане розрахункове значення (мм) округлюють в більшу сторону до найближчого стандартного значення:
...10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 53; 56; 60; 63; 67; 71; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130; 140; 150; 160; 170; 180; 190; 200...
Приймають діаметр вихідного кінця веденого вала пасової передачі d1 (мм).
3.15. Вибирають для посадки веденого шківа пасової передачі на вал шпонкове з’єднання. Найчастіше приймають для з’єднання призматичну шпонку з заокругленими краями (рис.2 ).
Розміри перерізу шпонки ( b, h, t1 ) залежать від діаметра d вала. Для посадки шківа на ведений вал пасової передачі діаметр вала приймаємо рівним
, мм.
За прийнятим та узгодженим зі стандартним рядом діаметром з табл. 5 вибирають переріз призматичної шпонки.
Рис.2. Шпонки призматичні
Таблиця 5