Расчёт червячного редуктора

Спец-3.dwg

Спец-1.dwg

ГОтово.doc

ЗАПОРЗЬКИЙ НАЦОНАЛЬНИЙ ТЕХНЧНИЙ УНВЕРСИТЕТ
Кафедра Деталі машин і підйомно-транспортні механізми
Дисципліна Деталі машин
Спеціальність Підйомно-транспортні дорожні будівельні меліоративні машини і обладнання
НА КУРСОВИЙ ПРОЕКТ СТУДЕНТУ
Залімському Всеволоду Володимировичу
Тема проекту: Привод механічний.
Строк здачи студентом кінцевого проекту: 22 лютого 2010 р.
Вхідні данні до проекту: Завдання №9 варіант №1
Зміст розрахунково-пояснювальної записки:
1Енергосиловий та кінематичний розрахунок параметрів привода.
2Розрахунок черв’ячної зубчатої передачі.
3Розрахунок плоско пасової передачі.
4Розрахунок валів .
5Розрахунок шпоночних з’єднань та підшипників.
Зміст графічного матеріалу:
1Складне креслення циліндричного редуктора – формат А1.
2Тихохідний вал - формат А3.
3Кришка тихохідного вала з отвором - формат А3.
4Зубчате колесо - формат А3.
5Загальний вид механічного привода- формат А1.
Пояснювальна записка виконана на 36 сторінках містить рисунки таб-лиці застосовано 11 найменувань літератури та додатки: А – специфікація до за-гального виду привода.
Виконано розрахунок у складі черв’чного редуктора плоско-пасової передачі що забезпечує частоту обертання вихідного валу n=28 хв-1 та обертовий момент Т=1915386 Нм. Розрахунковий строк служби привода складає 10000 годин коефіцієнт корисної дії складає ККД=076.
Для привода передбачено використання асинхронного короткозамкнутого двигуна 4А132S414552 з потужністю 75 кВт з синхроною частотою обер-тання 1500 хв-1.
Виконано проектні та перевірні розрахунки черв’ячної пасової передач і перевірочний розрахунок тихохідного валу привода а також здійснено вибір підшипників опор валів. Передбачена робота редуктора із заміною підшипників за час строку служби. Змащування коліс передач і підшипників рідинне мас-тилом И-50А у кількості 10 літрів.
Ключеві слова: двигун редуктор передача колесо черв’як вал підшипник пас напруження міцність довговічність тертя сталь деталь.
Енергосиловий та кінематичний розрахунок параметрів привода.
1Позначення параметрів та елементів привода ..5
2Визначення потрібної потужності і вибір електродвигуна
3Визначення загального передаточного числа привода та його
розподіл по ступеням ..7
4Визначення частоти обертання валів привода потужностей та обертових моментів що передаються валами ..8
5Підсумкові дані розрахунку 9
Розрахунок черв’ячної передачі
3Розрахунок допустимих напружень
4Проектний розрахунок 12
5Геометричні характеристики ..13
6Сили в зачепленні 14
7Перевірочний розрахунок передачі
7.1Розрахунок на контактну втому .14
7.2Розрахунок на втому при згині 15
7.3Розрахунок черв’яка на міцність 16
7.4 Розрахунок черв’яка на жорсткість 17
8Тепловий розрахунок передачі 18
9Підсумкові дані розрахунку 19
Розрахунок плоско-пасової передачі 20
Розрахунок шпоночного з’єднання
1Шпоночне з’єднання на швидкохідному валу ..31
2Шпоночне з’єднання на тихохідному валу 31
Розрахунок підшипників кочення
1Перевірка підшипників на швидкохідному валу
за строком служби .33
2Перевірка підшипників на тихохідному валу
за строком служби .34
Перелік використаних джерел 37
ЕНЕРГОСИЛОВИЙ ТА КНЕМАТИЧНИЙ
РОЗРАХУНКИ ПАРАМЕТРВ ПРИВОДА
1Позначення параметрів та елементів привода
Перед визначенням параметрів накреслимо службову кінематичну схему (рис. 1.1). Вхідний вал привода вал електродвигуна позначаємо цифрою 1. На схемі редуктора цифрами 2 3 позначаємо швидкохідний і тихохідний вали та їх параметри.
Рисунок 1.1 – Кінематична схема приводу.
З метою зручності введення розрахунків параметрам елементів передачі що розглядається надаються індекси ведучого "1" та веденого – "2". Для індексації елементів передач використаємо такі позначення:
п" –пасова передача;
ч" – черв’ячна передача;
пк" – підшипниик кочення.
2Визначення потрібної потужності і вибір електродвигуна привода
При довгостроковому постійному або незначному змінному навантаженні яке притамане компресорам конвейєрам транспортерам та іншим механізмам розрахункова потужність електродвигуна привода визначається через потужність на вихідному валу привода кВт:
де Р3 – потужність на вихідному валу привода Вт;
– коефіцієнт корисної дії пасової передачі.
– коефіцієнт корисної дії черв’ячнної передачі.
пк –коефіцієнт корисної дії пітшипників.
Визначимо коефіцієнт корисної дії привода:
де П – коефіцієнт корисної дії пасової передачі П=097;
Ч – коефіцієнт корисної дії черв’ячної передачі К=08;
ПК – коефіцієнт корисної дії однієї пари підшипників кочення ПК=099;
k – число пар підширників k=2;
Для приводів конвеєра та інших механізмів широко використовуються двигу-ни серії 4А виконання М1081 М2081 за ГОСТ 19523-81 потужністю від 055 до 30 кВт та синхронними частотами обертання ротора від 750 до 3000 хв-1.
З довідників вибираємо двигун ближчої меншої по ряду потужності РД у по-рівнянні з розрахунковою. Обираємо двигун 4А132М414452 з потужністю 75 кВт з синхроною частотою обертання 1500 хв-1 та перевіряємо його на переванта-ження:
Маючи потужність РД та синхронну частоту обертання обираємо з довідників типорозмір двигуна. Запишемо його габаритні розміри (таблиця 1.1) та виконаємо ескіз двигуна виконанням М1081.
Таблиця 1.1 – Габаритні розміри двигуна .
3Визначення загального передаточного числа
привода та його розподіл по ступеням
Визначимо загальне передаточне число привода U':
де n3 – частота обертання вихідного валу хв-1;
– асинхрона частота обертання валу двигуна хв-1;
Розподіл U' з урахуванням можливих значень передаточних чисел різних пе-редач треба вести додержуючись основних критеріїв: матеріаломісткість вартість довговічність та габаритні розміри привода. Всі ці критерії залежать від матеріа-лів та хіміко-термічної обробки зубчастих коліс рівноміцності деталей передач раціонального визначення способу змащування допустимого недовантаження пе-редач.
Визначимо передаточне число черв’ячної :
де U1 - попередньо вибране передаточне число пасової передачі =25 попередньо вибране передаточне число черв’ячної передачі .
4Визначення частоти обертання валів привода
потужностей та обертових моментів що передаються валами
Розрахуємо дійсні частоти обертання валів хв-1:
Розрахуємо потужності на валах Вт:
Розрахуємо обертові моменти на валах Нм:
5 Підсумкові дані розрахунку
Параметри визначеного для привода електродвигуна:
-потужність – Р1=7.5 кВт;
-частота обертання ;
-коефіцієнт пускового перевантаження .
Енергосилові та кінематичні характеристики привода приведені в таблиці 1.2.
Таблиця 1.2 – Енергосилові та кінематичні характеристики привода.
Частота обер-тання хв-1
РОЗРАХУНОК ЧЕРВ’ЯЧНО
Обертовий момент на ведучому валу
Частота обертання ведучого валу
Ресурс роботи передачі
Коефіцієнт навантаження
середньонавантажений
Згідно p рекомендацій вибираємо матеріали для колеса і черв’яка :
-черв’як – сталь 40ХН; об’ємне гартування; НRC=45 50 в1=900 Мпа т1=750 Мпа.
-колесо – БрА10ЖЗМу2;безолов’яна бронза в1=550 Мпа т1=360 Мпа.
Розрахунок ведемо для колеса тому що воно має менші границі міцності і текучості.
Визначимо швидкість ковзання:
Визначимо допустиме контактне напруження МПа:
Vs--швидкість ковзання
Допустимі граничні контактні напруження МПа:
Допустимі напруження згину при втомі МПа:
а) при реверсивному русі:
КFL – коефіцієнт довговічності;
КFE – коефіцієнт який залежить від виду термообробки обираемо з довідників КFE =1;
mF – показник ступеня який залежить від твердості mF=9;
б) при нереверсивному русі:
Допустимі граничні напруження згину:
4Проектний розрахунок
Знайдемо міжосьову відстань мм:
де Кн =1 при мс і Кн =11 13 примс
- оріентовна колова швидкість
мс отже обираємо Кн =1
- допустимі контактні напруження
Згідно з ГОСТ 2144-76 обираємо стандартне значення аW=225 мм.
Обираемо рекомендоване число витків черв’ка в залежності від передаточного числа U=20786 отже
Розрахуемо число зубців колеса
Визначимо модуль зачеплення мм:
Згідно з ГОСТ 2144-76 обираємо стандартне значення m=8 мм.
Згідно з ГОСТ 2144-76 обираємо стандартне значення q=125
Визначимо фактичне передаточне число передачі:
Перевіримо умову співпадання передаточних чисел передачі:
5 Геометричні характеристики
Визначимо геометричні розміри черв’яка мм:
Коефіцієнті c2 і c2 обираємо із таблиці (5.11)
збільшуємо на 25 мм і округлюємо до цілого числа b1=142
Визначимо геометричні розміри колеса мм:
Приймаємо ширину колеса b2=75
Перевіримо значення міжосьової відстані
Колова швидкість колеса:
Колова швидкість черв’яка:
Визначимо колову силу на колесі Н:
Визначимо радіальну силу в зачепленні Н:
Визначимо колову силу на черв’яку Н:
Визначимо ККД передачі:
7.1 Розрахунок на контактну втому
Визначимо дійсні контактні напруження МПа:
де ZМ – коефіцієнт який враховує механічні властивості матеріалу ZМ=210;
ZН – коефіцієнт який враховує форму спряжіння поверхонь зубців у полосі зачеплення ZН=18;
Z – коефіцієнт який враховує сумарну довжину контактних ліній Z=075;
Питома розрахункова колова сила Нмм
де - коефіцієнт деформації черв’ка(табл.6.1)
при середньонавантаженному режимі mр=05
КН – коефіцієнт розподілення навантаження по ширині зубчастого вінця;
КНV – коефіцієнт динамічного навантаження в зубчастому зачепленні згідно довідників обираємо КНV=105(V2>3мc);
умова міцності виконується
Визначимо дійсні максимальні контактні напруження МПа:
-коефіцієнт короткочасних перевантажень
7.2 Розрахунок на втому при згині
Розрахунок зубця черв’ячного колеса на втому при згині ведуть за умовою:
де YFH =14– коефіцієнт форми зуба (табл.6.2);
Y =075– коефіцієнт який враховує перекриття зубів;
Y – коефіцієнт нахилу зубців;
Визначимо коефіцієнт нахилу зубців:
Питома розрахункова колова сила Нм:
Розрахунок зубця черв’ячного колеса на міцність при дії короткочасного перевантаження :
02≤196 -умова виконується
7.3Розрахунок черв’яка на міцність
Розрахунок еквівалентних напружень МПа (за енергетичною теорією міцності) :
де МЕ – еквівалентний моментНм:
де Мзг – сумарний згинаючий момент Нм від сил діючих на черв’якНм:
Де L =09 10d2 – відстань між опорами черв’яка мм;
d2 – ділильний діаметр колесамм;
T2 – крутний момент на черв’яка Нм;
d1 – ділильний діаметр черв’яка мм;
df1 –діаметр впадин черв’яка мм;
-допустимі напруження згину для черв’яків із довідкової літератури обираємо для сталі 40Х =80 МПа
L = 095*344 = 3268мм
7.4Розрахунок черв’яка на жорсткість
Розрахунок черв’яка на жорсткість ведуть за умовою достатньої жорсткості черв’яка:
де Y- розрахункова стрілка прогину черв’якамм:
де Н рівнодійна колової та радіальної сили на черв’яку;
L=(08 1)d2 мм – орієнтовна відстань між опорами черв’яка;
МПа –модуль пружності матеріалу черв’яка;
мм – осьовий момент інерції перерізу черв’яка.
Допустима стрілка прогину черв’яка за умовою нормальної роботи зачеплення мм
умова жорсткості виконується
8Тепловий розрахунок передачі
Тепловий рохрахунок черв’ячного редуктора ведуть за умовою:
Температуру мастила розраховують за формулами:
а) без штучного обдування:
б) при обдуванні за допомогою вентилятора
де – t0 = 20ºC температура середовища де працює редуктор;
P2 Вт – потужність що підводиться до передачі;
rp=095=076 - ККД черв’ячного редуктора
KT – коефіцієнт теплопередачі
KT = 10 без штучного обдування ;
KTВ = 24 (табл.9.4) при обдуванні вентилятором
= 03 – коефіцієнт який враховує відвід теплоти від дна корпуса на металічну раму або плиту;
- площа охолоджуваної поверхні корпуса яка враховує 50% поверхні ребер;
приймаємо схему без обдувки вентилятором корпус виготовляємо з оребренням.
8Підсумкові дані розрахунку
Міжосьова відстань аW=225 мм ± 145 мкм
Кут нахилу зубців черв’яка γ=1020
Ступінь точності згідно ГОСТ 1643-81 – восьмий
Коефіцієнт зміщення Х
Ділильний діаметр d мм
Діаметр вершин зубців dа мм
Діаметр впадин df мм
РОЗРАХУНОК ПЛОСКО-ПАСОВО ПЕРЕДАЧ
)Вхідні данні: Р1 = 7236842 ВТ; n1 = 1455 обхв; U = 25; T1 = 475 Нм; R- умови роботи
)Геометричний розрахунок передачі:
Діаметр меншого шківа визначаємо за формулою мм
Одержане значення діаметра шківа округляємо до стандартного згідно з ДСТУ 17383-73 приймаємо діаметр шківа мм
Визначаємо колову швидкість мс
Визначаємо діаметр веденого шківа мм де - коефіцієнт ковзання приймаємо .
Згідно до ДСТУ 17383-73 приймаємо діаметр шківа мм
Дійсне передаточне відношення передачі:
Визначаємо міжосьову відстань: мм
Розрахункова довжина паса мм
Приймаємо довжину паса =2340 мм
Перевіряємо кут обхвату меншого шківа
)Перевірка паса на довговічність
Перевіряємо умову обмеження числа пробігів паса
Розрахункове корисне навантаження яке передає передача
Для розрахунку вибранного паса на тягову здатність за табл. 21.4 беремо оптимальне питоме корисне навантаженнящо може передаватись одиницею ширини пасаНмм при питомій силі попереднього натягу віток пасаяка припадає на одиницю товщини однієї прокладкиНмм
Допустиме питоме корисне навантаження
Тут вибрані такі значення розрахункових коефіцієнтів: ; ;
Потрібна ширина паса мм
Вибираємо стандартну ширину паса b=100 мм(див.табл.21.4)
Площа поперечного перерізу паса де -товщина паса
Потрібна сила попереднього натягу віток паса
Навантаження на вали пасової передачі
Напруження попереднього натягу:
Напруження від дії відцентрової сили:
Напруження згину у пасі
МПа де значення та Е=300 МПа з табл(21.3)
Максимальне напруження у пасі МПа
При обмеженій границі витривалості МПа показнику степеня кривої втоми m=6 (з табл.21.3)числі шківів n=1 та V=05 строк служби паса
КОМПОНОВОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛВ ЗА УМОВИ
КРУЧЕННЯ ТА ЙОГО ПОПЕРЕДН КОНСТРУЮВАННЯ
Сили які діють на вал:
Діаметр вала з умови міцності на кручення попередньо визначимо для перерізів вала під шківом пасової передачі:
З компановки беремо розміри: а= 196мм; в= 176мм; с=122мм
Знайдемо реакції опор в вертикальній площині Н:
Знайдемо реакції опор в горизонтальній площині Н:
Побудуємо епюри згинаючих моментів. у всіх небезпечниих перерізах Нм:
Знайдемо згинаючі моменти в вертикальній площині у всіх небезпечниих пе-рерізах Нмм:
горизонтальній площині у всіх небезпечниих перерізах Нмм:
Знайдемо сумарні згинаючі моменти шо діють у небезпечних площинах:
Знайдемо зведені моменти які враховують навантаження на ланках вала де одночасно діє момент згину і крутний момент Н:
Знаходимо діаметри пік шестернею та підшипниками:
Діаметр вала з умови міцності на кручення попередньо визначимо для перерізів вала під колесом:
З компановки беремо розміри: а= 95мм; в= 82мм; с=82мм
Знайдемо згинаючі моменти в горизонтальній площині у всіх небезпечниих перерізах Нмм:
Знайдемо сумарні згинаючі моменти у всіх небезпечниих перерізах Нм:
Побудуємо епюри згинаючих моментів.
Знаходимо діаметри під шестернею та підшипниками:
Приймаємо діаметр під колесом 105мма під підшипниками 100мм.
Перевірка тихохідного вала на опір втомі.
Щоб визначити придатність вала необхідно визначити коефіцієнт запасу міцності на втому у небезпечних місцях і порівняти його з допустимим значенням. Визначаємо цей коефіцієнт для шпонки вала ø105 .
- ефективні коефіцієнти концентрації напружень;
- границі витривалості;
– амплітудні значення напружень;
отже умова виконується.
РОЗРАХУНОК ШПОНОЧНИХ З’ДНАНЬ.
1 Шпоночне з’єднання на швидкохідному валу.
1.1.Розрахуємо призматичну шпонку для вала ø35. Згідно з ГОСТ 10748 – 79 маємо наступні розміри:
Визначимо довжину шпонки за формулою:
Приймаємо довжину шпонки 22 тоді довжина шпоночного паза:
1.2. Розрахуємо призматичну шпонку для вала ø40. Згідно з ГОСТ 10748 – 79 маємо наступні розміри:
Тоді довжина шпоночного пазу:
2 Шпоночне з’єднання на тихохідному валу.
2.1.Розрахуємо призматичну шпонку для вала ø105. Згідно з ГОСТ 10748 – 79 маємо наступні розміри:
2.2.Розрахуємо призматичну шпонку для вала ø95. Згідно з ГОСТ 10748 – 79 маємо наступні розміри:
РОЗРАХУНОК ПДШИПНИКВ КОЧЕННЯ.
1 Перевірка підшипників на швидкохідному валу за строком служби.
Оскільки на валу червяка розміщена температуробезпечна схема із двух радіальноупорних підшипників і одного радіального розрахуємо обидва:
Розрахуємо радіально-употрний пітшипник у опорі зліва.
Обираємо радіально-упорний конічний підшипник №7207А з наступними характеристиками: е=0369; C=32500 Н α=14°.
З попередніх розрахунків швидкохідного валу маємо сили що діють на підшипники і таким чином можемо визначити їх рівнодіючі:
Оскільки то обираємо коефіцієнти радіального та осьового навантаження з наступними значеннями: Х=04 Y=19.
Запишемо рівняння приведеного навантаження для даного підшипника:
де V=1 – коефіцієнт обертання
- коефіцієнт безпеки
- Температурний коефіцієнт.
Тоді строк служби підшипника в годинах:
Отже обраний підшипник задовольняє умовам довгостроковості із 3 замінами підшипника за час роботи.
Тепер перевіримо підшипник радіальний кульковий №307 з наступними характеристиками: C=26200Н ; С0=17900Н X=1.
оскільки цей пітшипник сприймає тільки радіальне навантаження то:
Отже обраний підшипник задовольняє умовам довгостроковості.
приймаємо цей підшипник без заміни під час роботи.
2 Перевірка підшипників на тихохідному валу за строком служби.
Обираємо радіально-упорний конічний підшипник №7220 з наступними характеристиками: е=0314; C=221000Н α=11°.
Так як зусилля на першому підшипнику більше то розрахунок ведемо лише для нього.
оскільки то обираємо коефіцієнти радіального та осьового навантаження з наступними значеннями: Х=1 Y=0.
- температурний коефіцієнт.
приймаємо цей підшипник з трьома замінами під час роботи.
Рама виготовляється зварною з швелера. Розміри швелера та косої шайби обираються згідно діаметру фундаментальних болтів редуктора.
Рисунок 12.1 – Ескіз швелера та косої шайби.
Виходячи із того що для кріплення редуктора використовуються фундамен-тальні болти М20 обирається швелер №14. Розміри швелера та косої шайби при-веденні в таблиці:
Таблиця 12.1 – Розміри швелера та косої шайби.
Виконано проект механічного привода у складі черв’ячної та пасової передач. Ресурс роботи механічного привода складає 10000 годин. У склад механічного привода входить електродвигун – 4А132S414552 з потужністю 75 кВт та синхронною частотою обертання 1500 хв-1. Червячна передача редуктора виконана з сталі 40ХН та безолов’яної бронзи БрА10Ж3Му2 передача має недовантаження 125% що задовільняє вимогам ГОСТу та умовам експлуатації. Зубчатопасова передача має довжину пасу 2340 мм. Проведено розрахунок валів на міцність. Передбачена робота редуктора з замінами підшипників під час строку служби. Змащування коліс передач і підшипників рідинне – мастилом И-50А у кількості 10 літрів.
ПЕРЕЛК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ
Стандарт підприємств СТП 15-96. Пояснювальна записка до курсових і дипломних проектів. Вимоги і правила оформлення. ЗДТУ 1996 – 36 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя т.1 8-е изд. пе-рераб. и доп. – М.; Машиностроение 2001 – 920 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя т.2 8-е изд. пе-рераб. и доп. – М.; Машиностроение 2001 – 901 с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя т.3 8-е изд. пе-рераб. и доп. – М.; Машиностроение 2001 – 859 с.
Цехнович Л.И. Петриченко И.П. Атлас конструкциий редукторов. Учеб-ное пособие – 2-е изд. перераб. и доп. – К.: Вісшая школа 1990 – 151 с.
Дунаев В.Н. Леликов О.П. Конструирование узлов деталей машин. – М.: Вісшая школа 2000.
Павлище В.Т. Основи конструювання та розрахунку деталей машин; підру-чник – К.: Вища школа 1993 – 556 с.
В.Н. Кудрявцев Ю.А. Державец И.И. Арефьев Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. – Л.: Машиностроение Ленингр. отделение 1984. 400 с. ил.
Методичні вказівки до розрахунку та проектування пасової передачі з дис-ципліни “Деталі машин” для студентів спеціальностей 8.090202 8.090203 8.090205 8.090206 8.090211 8.090214 8.092301 7.090260 денної заочної та дис-танційної форм навчання Укл. О.. Вільчек В.. Глушко Запоріжжя ЗМ 1993 – 20 с.
Методичні вказівки до розрахунку циліндричних передач редукторів за-гального призначення з дисципліни “Деталі машин” для студентів спеціальностей 8.090202 8.090203 8.090205 8.090206 8.090211 8.090214 8.092301 7.090260 денної заочної та дистанційної форм навчання Укл. О.. Вільчек В.. Глушко Запоріжжя ЗДТУ 1994 – 26 с.
РОЗРАХУНОК ПЕРЕДАЧ КЛИНОВИМ ПАСОМ
Розрахункова потужність привода
Частота обертів ведучого валу
Передаточне число передачі
Коеффіцієнт використання впродовж доби Кд = 045
Тип електродвигуна 4А112М4
2. Проектний розрахунок
В клинопасовій передачі обертовий момент передається за рахунок сил тертя між боковими поверхнями пасів трапецеїдального перерізу та клинових канавок шківа. Тому така передача в порівнянні з плоскопасовою має більшу тягову здатність завдяки більшій силі тертя при однаковому натяжінні паса. Внаслідок цього при рівному обертовому моменті вона потребує меншого натяжіння менше тисне на вали та опори допускає менші кути обхвату на шківах. Використання клипасових пасів забезпечує мінімальні габаритні розміри передачі.
В залежності від обертового моменту на валу двигуна ТД обираємо переріз пасу та мінімальний діаметр ведучого шківа. З довідників обираємо переріз нормального паса Б з діаметром dmin=125 мм.
Обираємо клинопасові паси згідно ГОСТ 1284.1-80 (рис. 1).
Запишемо розміри приводних пасів:
нтервал довжин 800-6300
Рисунок 1 – Розміри приводного пасу
Для забезпечення довговічності пасу діаметр ведучого шківа обираємо на 1-2 номери більше dmin ніж з стандартного ряду згідно ГОСТ 1284-80. Обираємо діаметр ведучого шківа dmin=140 мм.
Знайдемо розрахунковий діаметр ведучого шківа мм:
Приймаємо діаметр веденого шківа 445 мм.
Згідно прийнятим стандартним діаметрам шківів розраховуємо дійсне передаточне число клинопасової передачі з урахуванням проковзування:
де – коефіціент відносного ковзання пасу =0015;
Розрахуємо колову швидкість пасу мс:
Знайдемо міжосьову відстань в залежності від передаточного числа мм:
Знайдемо довжину пасу мм:
Округляємо отриманий результат згідно стандартного ряду довжин пасу Lр=2030 мм.
Знайдемо дійсну міжосьову відстань яка відповідає прийнятій стандартній довжині пасу мм:
Знайдемо кут обхвату на ведучому шківі 0:
Знайдемо число пробігів пасу за 1 секунду с-1:
Визначимо допустиму потужність яка передається клиновим пасом з 10 ребрами при заданих режимах роботи кВт:
де Р0 – потужність яка передається одним пасом при числі шківів Zm=2 U=1 α=1800 заданій довжині пасу
Сα – коефіцієнт який враховує вплив кута обхвату на тягову спроможність;
СL – коефіцієнт який враховує вплив на довговічність довжини пасу L в залежності від відношення даної довжини пасу L та вихідної довжини L0 СL=098;
ΔPU – поправка яка враховує зменшення впливу згину пасу на ведучому шківі на довговічність з збільшенням передаточного числа;
СР – коефіцент який враховує режим роботи СР=045;
Знайдемо коефіцієнт який враховує вплив кута обхвату на тягову спроможність:
Знайдемо поправка яка враховує зменшення впливу згину пасу на ведучому шківі на довговічність з збільшенням передаточного числа кВт:
де ΔTU – поправка до моменту на ведучому шківі в залежності від передаточного числа ΔTU=31 Н·м;
Знайдемо необхідне число пасів з урахуванням нерівномірності розподілення навантаження між пасами:
де CZ – коефіціент числа пасів CZ=09;
Знайдемо силу тиску клинових пасів на вали Н:
де – сила попереднього натягу пасу Н;
Визначимо ресурс передачі год:
де Y – межа стійкості матеріала пасу Y=10 МПа;
m – показник кривої втоми m=8;
N0 – базове число циклів N0=107;
СU – коефіцієнт який враховує різну ступінь впливу напружень згину на ведучому і введеному шківах;
Zm – число шківів в передачі Zm=3;
Знайдемо максимальні напруження в пасі МПа:
де Р – напруження розтягу в пасі МПа;
U – напруження згину МПа;
Знайдемо напруження розтягу в пасі МПа:
де А – площа поперечного перерізу пасу м2;
Ft – корисна сила Н;
Знайдемо напруження згину МПа:
де ЕU – модуль пружності пасу при згині ЕU=90 МПа;
Знайдемо коефіцієнт який враховує різну ступінь впливу напружень згину на ведучому і введеному шківах:
Визначимо кількість замін пасу:
В процесі експлуатації пас потребує 4 заміни.
Тип пасу згідно ГОСТ 1284.1-80 – клиновий
Довжина пасу L=2030 мм
Матеріал пасу – кордшнуровий
Міжосьова відстань мм
Фактичне передаточне число передачі U=317
Сила попереднього натягу F0=310 Н
Сила яка діє на вали FR=1787 Н
Робочий ресурс передачі tn=4366 год

Спец-2.dwg