Частота обертання барабана

 

n_б= (1.5)

 

 

1.1.6 Визначаємо передаточні числа приводів:

 

u_3аг = n_ном / n_б (1.6)

Розрахунок загального передаточного числа проводять чотири рази у відповідності до кожної номінальної частоти обертання кожного типу двигуна, і остаточно обирають один варіант.

Виходячи з отриманого значення загального передаточного числа проводимо розбивку передаточних чисел відкритої і закритої передачі враховуючі, що передаточне число закритої передачі повинно бути стандартизованим і обиратися з таблиці 6 додатків, а передаточне число відкритої передачі знаходиться в межах від 2…5.

 

1.2 Визначення силових і кінематичних параметрів приводу:

 

За послідовністю з¢єднання елементів приводу по кінематичній схемі обираємо спосіб розрахунку:

УВАГА! Існує два способи послідовного з’єднання елементів передачі, а саме: Двигун-Відкрита передача-Закрита передача-Робоча машина (Д-ВП-ЗП-РМ) та Двигун - Закрита передача - Відкрита передача - Робоча машина (Д-ЗП-ВП-РМ) в залежності від цього формули для розрахунку можуть відрізнятися.

1.2.1 Потужність Р, кВт:

Схема Д-ВП-ЗП-РМ:

Швидкохідний вал редуктора

 

Р₁ = Р_ДВ×h_ВП×h_ППК (1.7)

 

Тихохідний вал редуктора

 

Р₂ = Р₁×h_ЗП×h_ППК (1.8)

 

Робочої машини

 

Р_рм = Р₂ (1.9)

 

Схема Д-ЗП-ВП-РМ:

 

Швидкохідний вал редуктора

 

Р₁ = Р_ДВ×h_ППК (1.7)

 

Тихохідний вал редуктора

 

Р₂ = Р₁×h_ЗП×h_ППК (1.8)

 

Робочої машини

 

Р_рм = Р₂×h_ВП (1.9)

 

1.2.2Частота обертання n, об/хв.:

Схема Д-ВП-ЗП-РМ:

 

Двигун n_ном

 

Швидкохідний вал редуктора

n₁ = n_ном/ u_ВП (1.10)

 

Тихохідний вал редуктора

n₂ = n₁ / u_ЗП (1.11)

 

Робочої машини

n_рм = n₂ (1.12)

Схема Д-ЗП-ВП-РМ:

 

Двигун

n_ном

 

Швидкохідний вал редуктора

n₁ = n_ном (1.10)

 

Тихохідний вал редуктора

n₂ = n₁ / u_ЗП (1.11)

 

Робочої машини

n_рм = n₂/ u_ВП (1.12)

 

 

1.2.3 Кутова швидкість w, рад/с.

Схема Д-ВП-ЗП-РМ:

 

Двигуна

w_ном = (1.13)

 

Швидкохідного валу редуктора

w₁ = w_ном/ u_ВП (1.14)

 

Тихохідного валу редуктора

w₂ =w₁/ u_ЗП (1.15)

 

Робочої машини

w_РМ =w₂ (1.16)

Схема Д-ЗП-ВП-РМ:

 

Двигуна

w_ном = (1.13)

 

Швидкохідного валу редуктора

w₁ = w_ном (1.14)

 

Тихохідного валу редуктора

w₂ = w₁/ u_ЗП (1.15)

 

Робочої машини

w_РМ = w₂/ u_ВП (1.16)

 

1.2.4 Обертовий момент Т, Н×м:

Схема Д-ВП-ЗП-РМ:

 

Двигуна

Т_ДВ = (1.17)

Швидкохідного валу редуктора

Т₁ = Т_ДВ×u_ВП×h_ВП×h_ППК (1.18)

Тихохідного валу редуктора

Т₂ = Т₁×u_ЗП×h_ЗП×h_ППК (1.19)

Робочої машини

Т_РМ = Т₂ (1.20)

Схема Д-ЗП-ВП-РМ:

 

Двигуна

Т_ДВ = (1.17)

Швидкохідного валу редуктора

Т₁ = Т_ДВ×h_ППК (1.18)

Тихохідного валу редуктора

Т₂ = Т₁×u_ЗП×h_ЗП×h_ППК (1.19)

Робочої машини

Т_РМ = Т₂×u_ВП×h_ВП (1.20)

 

Таблиця 1.2 - Силові і кінематичні параметри привода

 

Параметр	Передача	Параметр	Вал
закрита	відкрита	двигун	редуктор	робоча машина
швидкохідний	тихохідний
Передаточне число и			Розрахункова потужність Р, кВт
Кутова швидкість ω, рад/сек.
ККД η			Частота обертання п, об/хв.
Обертовий момент Т, Нм

ПК 5.0505204.ГР.ВАР.01.02 ПЗ

2 Вибір матеріалів зубчастої передачі

 

Для шестерні і колеса приймаємо матеріали з різною твердістю, при чому для кращого припрацювання твердість шестерні обираємо на 20…50 НВ більшою ніж твердість колеса

 

2.1 Визначаємо припустимі дотичні напруження [s]_H, Н/мм²

 

[s]_H1 = 1,8 НВ₁ +67 (2.1)

 

[s]_H2 = 1,8 НВ₂ +67 (2.2)

 

2.2.Визначаємо припустимі напруження згинання [s]_F, Н/мм²

 

[s]_F1 = 1,03 НВ₁ (2.3)

 

[s]_F2 = 1,03 НВ₂ (2.4)

 

Таблиця 2.1 Матеріали зубчатої пари

 

	Марка сталі	Термічна обробка	Твердість, НВ	[s]H , Н/мм2	[s]F, Н/мм2
Шестерня		Покращення	269…302
Колесо	40Х	Покращення	235…269

 

ПК 5.0505204.ГР.ВАР.01.03 ПЗ

3 РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

УВАГА! Виконується три види розрахунку закритих передач, а саме: конічної прямозубої, циліндричної прямозубої і циліндричної косозубої.

3.1 Проектний розрахунок передачі (конічна прямозуба)

 

3.1.1 Зовнішній ділильний діаметр колеса

 

d₂=165, мм (3.1)

 

Коефіцієнт виду конічних коліс – θ_Н = 1

 

 

3.1.2Визначення кутів ділильних конусів шестерні і колеса

 

(3.2)

 

(3.3)

3.1.3Визначення зовнішньої конусної відстані

 

(3.4)

 

3.1.4 Визначення ширини зубчастого вінця колеса і шестерні

 

(3.5)

де, Ψ_R=0.285 - коефіцієнт ширини вінця.

 

3.1.5 Визначення зовнішнього окружного модуля

, (3.6)

де, =1 – коефіцієнт форми зуба

 

3.1.6Визначення числа зубів колеса і шестерні

 

z₂ = d₂/m (3.7)

 

z₁ = z₂ / u_ЗП (3.8)

 

3.1.7 Визначення фактичного передаточного числа закритої передачі

 

u_Ф= z₂/z₁ (3.9)

 

 

3.1.8Визначення дійсних кутів конусів шестерні і колеса

 

(3.10)

 

(3.11)

 

3.1.9Визначення коефіцієнтів зміщення інструменту

х_е1 = ;

 

3.1.10Визначення геометричних параметрів колеса і шестерні

Зовнішній ділильний діаметр:

шестерні d₁= mz₁ (3.12)

колеса d₂= mz₂ (3.13)

 

Зовнішній діаметр вершин зубів

 

шестерні d_а1=d₁+2(1+x_e)m cos δ₁ (3.14)

колеса d_а2=d₂+2(1 -x_e)m cos δ₂ (3.15)

 

Зовнішній діаметр впадин зубів:

 

шестерні d_f1=d₁-2(1,2 - x_e)mcosδ₁ (3.16)

колеса d_f2=d₂-2(1,2+x_e)m cos δ₂ (3.17)

 

Середній ділильний діаметр впадин зубів:

 

шестерні d_с1=0,857·d₁ (3.18)

колеса d_с2=0,857·d₂ (3.19)

 

3.2 Перевірочний розрахунок передачі

 

3.2.1Перевірка за дотичним напруженням:

s_н2=, Н/мм² (3.20)

де F_t– колова сила в зачепленні, Н F_t= (3.21)

K_Hα-коефіцієнт, який враховує розподілення навантаження між зубами;

K_Hv- коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від колової швидкості коліс і ступеню точності передач

 

Колова швидкість коліс:

V= (3.22)

3.2.2 Перевірка за напруженнями згину зубів шестерні і колеса

 

, Н/мм² (3.23)

, Н/мм² (3.24)

K_Fv – коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передач;

 

Y_F1–коефіцієнт форми зуба, в залежності від еквівалентного числа зубів z_v1

 

z_v1 = z₁/cosδ₁ (3.25)

 

Y_F2–коефіцієнт форми зуба, в залежності від еквівалентного числа зубів z_v2

 

z_v2 = z₂/cos δ₂ (3.26)

Y_β – коефіцієнт, який враховує нахил зубів.

Таблиця 3.1 Геометричні параметри зубчастої конічної передачі

 

Параметр	Познач.	Значення	Параметр	Познач.	Значення
Зовнішня конусна відстань	Re		Зовнішній ділильний діаметр	d1 d2
Зовнішній окружний модуль	m		Зовнішній діаметр кола вершин	da1 da2
Ширина зубчастого вінця	b		Зовнішній діаметр кола впадин	df1 df2
Кількість зубів	z1 z2		Кути ділильних конусів	δ1 δ2

 

Таблиця 3.2 Результати перевірочногорозрахунку

 

Параметр	Познач.	Припустиме значення	Розрахункове значення	Примітки
Дотичні напруження	σH
Напруження згину	σF1
σF2

 

3.1 Проектний розрахунок передачі (циліндрична косозуба)

 

3.1.1 Міжосьова відстань

а_w=К_а (и_ЗП+1), мм (3.1)

де К_а – 49,5 допоміжний коефіцієнт, який залежить від типу зубів,

ψ_а – 0,25…0,35 - коефіцієнт ширини вінця колеса;

 

3.1.2 Визначення модуля зачеплення т, мм:

, мм (3.2)

 

K_т=6,8 - коефіцієнт розподілення навантаження по ширині вінця;

d₂ - діаметр ділильного кола колеса;

 

(3.3)

b₂ - ширина вінця колеса;

(3.4)

 

3.1.3 Визначення мінімального кута нахилу зубів:

 

(3.5)

3.1.4 Визначення сумарної кількості зубів шестерні і колеса:

 

(3.6)

3.1.5 Уточнюємо дійсну величину кута нахилу зубів:

 

(3.7)

3.1.6 Визначаємо кількість зубів шестерні:

(3.8)

 

3.1.7 Визначаємо кількість зубів колеса:

z₂ = z_∑ - z₁ (3.9)

 

3.1.8 Визначаємо фактичне передаточне число і його відхилення від заданого:

(3.10)

(3.11)

3.1.9 Визначаємо фактичну між осьову відстань за формулою:

 

(3.12)

Подальші розрахунки виконуємо за фактичною міжосьовою відстанню.

3.1.10 Визначаємо основні геометричні параметри передачі, мм:

 

Ділильний діаметр d , мм:

 

шестерні (3.13)

колеса (3.14)

 

Діаметр кола вершин зубів d_a, мм:

 

шестерні d_а1 = d₁+2m (3.15)

 

колеса d_а2 = d₂+2m (3.16)

 

 

Діаметр кола западин зубів d_f, мм:

 

шестерні d_f1 = d₁-2,4m (3.17)

 

колеса d_f2 = d₂-2,4m (3.18)

 

 

Ширина зубчастого вінця b, мм:

 

шестерні b₁ = b₂ + (3…5 мм) (3.19)

 

колеса b₂=ψ_а∙a_w (3.20)

3.2 Перевірочний розрахунок закритої передачі

 

3.2.1 Перевіряємо контактне напруження по формулі:

 

s_н=, Н/мм² (3.21)

 

де F_t сила в зачепленні, Н: F_t= (3.22)

К - допоміжний коефіцієнт, для косозубоїпердачі К= 376, для прямозубої К= 436

K_Hv- коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передачі.

Для визнання швидкості користуємось формулою v =

 

3.2.2 Перевіряємо напруження згину зубів шестерні і колеса

, Н/мм² (3.23)

, Н/мм² (3.24)

 

де, K_Fv– коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передач;

Y_F1 -коефіцієнт форми зуба, в залежності від числа зубів z₁

Y_F2- коефіцієнт форми зуба, в залежності від е числа зубів z₂

Y_β= 1-β/140 - коефіцієнт, який враховує нахил зубів.

Таблиця 3.1 Параметри зубчастої передачі

Проектний розрахунок

Параметр	Познач.	Значення	Параметр	Познач.	Значення
Міжосьова відстань	aw		Ділильний діаметр	d1 d2
Модуль зачеплення	m		Діаметр кола вершин	da1 da2
Ширина зубчастого вінця	b1		Діаметр кола впадин	df1 df2
b2
Кількість зубів	z1 z2		Кут нахилу	β
Вид зубів	косозуба

Перевірочний розрахунок

Параметр	Познач.	Припустиме значення	Розрахункове значення	Примітки
Контактні напруження	σH
Напруження згину	σF1
σF2

3.1 Проектний розрахунок передачі (циліндрична прямозуба)

 

УВАГА ! В основному розрахунок циліндричної прямозубої передачі не відміняється від розрахунку циліндричної косозубої за виключенням нижченаведених пунктів:

пункти 3.1.3 і 3.1.5 в даному розрахунку не розраховуються, а наступні слід використовувати у такому поданні:

3.1.4 Визначення сумарної кількості зубів шестерні і колеса:

(3.6)

3.1.10 Визначаємо фактичну між осьову відстань за формулою:

(3.12)

3.1.11 Визначаємо основні геометричні параметри передачі, мм:

Ділильний діаметр d , мм:

шестерні (3.13)

колеса (3.14)

ПК 5.0505204.ГР.ВАР.01.04 ПЗ

4 РОЗРАХУНОК КЛИНОВОЇ ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

4.1 Вибір перерізу пасу.

Згідно з номограмою у відповідності до потужності електродвигуна і частоти його обертання обираємо пас перерізу …, його характеристики такі:

 

b_P =

b_O=

h =

y_O=

A =

q =

 

4.2 Визначення розрахункового діаметру ведучого шківа

Розрахунковий діаметр шківу обираємо в залежності від крутного моменту та обраного перерізу пасу.

d₁ =

4.3 Визначення діаметру веденого шківу d₂

 

, (4.1)

 

де u_ВП - передаточне число відкритої передачі

ε =0,01...0,02 - коефіцієнт ковзання

 

Отримане значення необхідно відкоригувати за рядом стандартних чисел.

 

4.4 Визначення фактичного передаточного числа пасової передачі

(4.2)

 

4.5 Визначення орієнтовної міжосьової відстані

 

(4.3)

 

4.6 Визначення розрахункової довжини пасу

(4.4)

Отримане значення округлюється до найближчого стандартного значення/

 

4.7 Уточнення міжосьової відстані

 

(4.5)

4.8 Визначення кута охоплення пасом ведучого шківу

(4.6)

4.9Визначення швидкості пасу

(4.7)

4.10 Визначення припустимої потужності, яка може передаватися пасом

 

, кВт (4.8)

де Р_о - припустима потужність передана одним пасом;

С_р - коефіцієнт динамічності навантаження і довговічності роботи;

С_α - коефіцієнт кута охоплення ведучого шківа;

С_l - коефіцієнт відношення розрахункової довжини пасу до прийнятої;

С_z - коефіцієнт очікуваної кількості пасів комплекту клинопасової передачі.

 

4.11 Визначення кількості приводних пасів в комплекті

(4.9)

4.12 Визначення сили попереднього натягнення

(4.10)

 

4.13 Визначення колової сили переданої комплектом клинових пасів

(4.11)

4.13 Сила тиску пасів на вал редуктора

F_ВП = (4.12)

 

Таблиця 4.1 Параметри пасової передачі.

 

Параметр	Значення	Параметр	Значення
Тип пасу		Діаметр ведучого шківа d1
Переріз пасу		Діаметр веденого шківа d2
Кількість пасів z		Міжосьова відстань a
Довжина пасу l		Початкове натягнення пасу F0
Кут охоплення малого шківа α		Сила тиску пасів на вал редуктора FВП

4. РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ