Загальний розрахунок привода. Розрахунок клинопасової передачі, циліндричної зубчастої передачі

Розділ 4. Розрахунок роботоздатності та надійності. [1]

4.1 Загальний розрахунок привода

4.1.1 Відповідно схемі (рис.4.1) визначаємо загальний ККД привода:

, де

η₁, η₂ – ККД зубчастої та клино-пасової передач.

4.1.2 Визначаємо розрахункову потужність двигуна:

кВт, по якій вибираємо стандартний електродвигун ([1], с.249):

4.1.3 Визначаємо загальну передаточне число:

4.1.4 Визначаємо U_з з розбивкою по ступеням з умов:

,де

– передатне число черв’ячної передачі,

 – передатне число пасової передачі

4.1.5 Визначаємо числа обертів валів

4.1.6 Визначаємо потужності на валах

4.1.7 Визначаємо крутні моменти на валах T:

4.1.8 Визначаємо мінімальні діаметри валів з умови міцності на кручення:

, де

T – крутний момент,

20 МПа

4.1.9 Визначаємо стандартні розміри перерізів шпонок для валів:

4.1.10 Результати розрахунків 4.1.5 – 4.1.9 зведені в таблицю

4.2 Розрахунок клинопасової передачі

4.2.1 Початкові дані

– Потужність на швидкісному шківу

P = 9,766 кВт

– Крутний момент на швидкісному шківу

T = 72,02

– Число обертів шківа

n = 1295 хв^-1

– Передатне число

U = 3,5

– Коефіцієнт пружного ковзання

ε = 0,02

– Характер роботи:

двозмінна з короткочасними перевантаженнями до 200%

– Розрахункова схема рис.4.2

4.2.2 Визначаємо параметри перерізу ременя за заданими початковими умовами ([1],табл.2.12)

Тип ременю	Б
Розміри перерізу, мм
– bp	14
– h	10,5
– b0	17
– y0	4
Площа F1, см2	1,38
Розрахункова довжина L, мм	1000…6300
dp min, мм	125
Tσ,	50...150
q, мм	0,18

4.2.3 Визначаємо діаметр меншого шківа у відповідності до рекомендацій ([1],табл.2.12)

d_p min = 125 мм.

Виходячи з того, що у даному випадку немає жорстких обмежень до габаритів передачі, то для підвищення жорсткості та довговічності ременя приймаємо d_p наступний за мінімальним зі стандартного ряду (за ГОСТ 17383-73), тобто:

d_p1 = 140 мм

4.2.4 Діаметр більшого шківа за формулою ([1], 2.2)

мм

Обираємо зі стандартного ряду (за ГОСТ 17383-73)

d_p2 = 500 мм

4.2.5 Визначаємо фактичне передатне число за формулою ([1], 2.3)

4.2.6 Визначаємо швидкість ременя за формулою ([1], 2.4)

 м/с

4.2.7 Визначаємо частоту обертання веденого вала

 хв^-1

4.2.8 Міжосьова відстань згідно з рекомендаціями ([1],табл.2.12)

мм

4.2.9 Розрахункова довжина ременя за формулою ([1], 2.4)

мм

Стандартна довжина ременя ([1],с.26) L = 2000 мм

4.2.10 За стандартною довжиною L уточнюємо дійсну міжосьову відстань за формулою ([1],2.9)

Мінімальна міжосьова відстань для зручності монтажу та зняття ременів ([1],с.27)

Максимальна міжосьова відстань для зручності натягування та підтягування ременів ([1],с.27)

4.2.11 Визначаємо кут обхвату на меншому шківу за формулою ([1], 2.10)

4.2.12 Визначаємо відносну довжину ременя

Вихідна довжина ременя ([1],табл.2.12) L₀ = 2240 мм

Відносна довжина

4.2.13 Обираємо коефіцієнт довжини ([1], табл.2.19)

C_L = 0,97

4.2.14 Вихідна потужність при d_p1 = 140 мм та V = 9,5 м/с ([1], табл.2.19)

N₀ = 2,6 кВт

4.2.15 Обираємо коефіцієнт кута обхвату ([1], табл.2.18)

4.2.16 Обираємо поправку до крутного моменту на передатне число ([1], табл.2.20)

 

4.2.17 Визначаємо поправку до потужності ([1], с.28)

4.2.18 Коефіцієнт режиму роботи за вказаного навантаження ([1], табл.2.8)

С_р = 0,87

4.2.19 Допустима потужність на один ремінь за формулою ([1], 2.24)

4.2.20 Розрахункова кількість ременів за формулою ([1], 2.25)

4.2.21 Обираємо коефіцієнт, який враховує нерівномірність навантаження ([1],с.28)

С_z = 0,9

4.2.22 Дійсна кількість ременів у передачі за формулою ([1], 2.26)

Приймаємо кількість ременів z’ = 5

4.2.23 Визначаємо силу початкового натягу одного клинового ременя за формулою ([1], 2.28)

4.2.24 Зусилля, яке діє на вали передачі, визначаємо за формулою ([1], 2.29)

4.2.25 Обираємо розміри обода шківів ([1], табл.2.21)

4.2.26 Визначаємо зовнішні діаметри шківів за формулою ([1], 2.32)

4.2.27 Визначаємо ширину ободів шківів по формулою ([1], 2.33)

4.3. Розрахунок циліндричної зубчастої передачі

4.3.1. Початкові дані:

- потужність  на шестерні;

- число обертів

- передаточне число U=2.22;

- довговічність t=19000.

Режим роботи не реверсивний, перевантаження до 200%.

Розрахункова схема рис. 4.4.

Матеріали:

-  шестерня – сталь 40ХН; ;

  ;

-  колесо – сталь 40ХН; ;

 .

                    рис 4.4.

4.3.2. Визначаємо напругу вигину, що допускається, для шестерні:

;

Заздалегідь знаходимо межу витривалості зубів при вигині, відповідний еквівалентному числу циклів зміни напруги:

де межа витривалості при вигині, відповідна базовому числу циклів зміни напруги

МПа;

Коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього додатку навантаження (табл. 3.20), при односторонньому додатку навантаження ; коефіцієнт довговічності

При НВ < 350 (див. с. 77) =6; базове число циклів зміни напруги (див. з. 77):

еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напруги:

Відповідно

але оскільки  (див. с. 77), приймаємо = 1,0.  Відповідно

МПа. Коефіцієнт безпеки:

, де = =1,75 (табл. 3.19), = 1,0 (табл. 3.21).

Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напруги  Коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні зуба (формула 3.58), ГЛ= 1,0. Напруга вигину, що допускається, для зубів шестерні:

МПа.

4.3.3. Напруга вигину, що допускається, для зубів колеса:

Заздалегідь знаходимо межу витривалості зубів при вигині, відповідний еквівалентному числу циклів зміни напруги:

де межа витривалості при вигині, відповідна базовому числу циклів зміни напругиб

МПа.

Коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього додатку навантаження (табл. 3.20), КРС= 1,0; коефіцієнт довговічності:

При НВ < 350 (див. з. 77) = 6; базове число циклів зміни напруги (див. с. 77) ; еквівалентне (сумарне) число циклів зміни напруги:

.

Відповідно

але оскільки = 1,2 • >  = 4 •  (див. з.  77),  приймаємо  = 1,0.

Межа  витривалості:

.

Коефіцієнт безпеки  = 1,75.

Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напруги  = 1,0. Коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні зуба (формула 3.58), = 1,0. Напруга вигину, що допускається, для колеса:

МПа.

4.3.4. Напруга вигину, що допускається, при розрахунку на дію максимального навантаження для шестерні:

Заздалегідь знаходимо граничну напругу, що не викликає залишкових деформацій або крихкого зламу зуба (табл. 3.19):

МПа;

коефіцієнт безпеки:

, тут =1,75 (див. с. 80);  (табл. 3.21). Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напруги (формула 3.57), = 1,0. Отже

МПа.

4.3.5. Напруга вигину, що допускається, при дії максимального навантаження для колеса:

де гранична напруга, що не викликає залишкових деформацій або крихкого