Реферат: Привод ленточного конвейера. Червячный редуктор.

1.8.      Выбор электродвигателя.

По таблице 5 из [1] выбираем электродвигатель марки 4А1008УЗ, мощность которого Pдв=1.5кВт, частота вращения  nдв=700 об/мин, отношения         и        , 

1.9.      Передаточное число привода.

1.10.    Передаточные числа ступеней передач привода

1.11.    Частоты вращения валов привода.

Для первого вала

Для второго вала

Частоты второго и третьего вала одинаковы, следовательно, nIII=nII=17.189 об/мин

1.12.    Мощности на валах.

Мощность на первом валу

Мощность на втором валу

Мощность на третьем валу (для проверки) равна Рвых

1.13.    Моменты на валах

Таблица 1.1

Результаты кинематического расчета

2.         РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1.      Исходные данные для расчета:

а) вращающий момент на валу червячного колеса   T2=284.461 Нм;

б) передаточное число  U=40.724;

в) скорость вращения червяка  n1=700 об/мин;

г) вращающий момент на валу червячного колеса при кратковременной перегрузке

Т2пик = 1.3×Т = 1.3×284.461 = 369.8 (Н×м)

д) циклограмма нагружения (рис.2.1.)

Рис.2.1.

2.2.      По известному значению передаточного числа определяем число витков (заходов) червяка и число зубьев колеса:

Принимаем  Z2=40, следовательно, Uф=Z2/Z1=40/1=40

2.3.      Выбор материала.

Ожидаемая скорость скольжения:

По таблице 26 из [2] с учетом V`s выбираем материал венца червячного колеса: БрА9ЖЗЛ

2.4.      Расчет допускаемых напряжений.

Для колес из бронзы, имеющей предел прочности  sВ>300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения. В нашем случае (по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учета количества циклов нагружения принимаем [sH]2=173 МПа.

Определим вращающие моменты на валах:

Т21 = 1.3×ТН = 1.3×284.461 = 369.8 (Н×м);

Т22 = ТН = 284.461 (Н×м);

            Т23 = 0.3×ТН = 0.3×284.461 = 85.338 (Н×м);

Определим срок службы передачи (в часах):

где  lлет - количество лет безотказной работы передачи;

        kгод – годовой коэффициент, равный 0.6;

        kсут – суточный коэффициент, равный 0.3

Определим время действия вращающих моментов:

2.5.      Предварительное значение коэффициента диаметра.

2.6.      Ориентировочное значение межосевого расстояния.

где  Kb - коэффициент неравномерности нагрузки;

       KV – коэффициент динамической нагрузки.

В предварительных расчетах принимают произведение KbKV=1.1…1.4 , мы примем это произведение равным 1.2

       T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, Нм.

Значение модуля и коэффициента диаметра согласуется по рекомендации ГОСТ 2144-76 (таблица 28 [2]) с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента. Принимаем   m = 5.0  и  q=10

Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда: …100;125;160…

Принимаем   aw = 125мм.

2.10.    Проверочный расчет по контактным напряжениям.

2.10.1. Угол подъема витка червяка.

2.10.2. Скорость относительного скольжения в полюсе зацепления, м/с.

2.10.3. По скорости скольжения VS выбираем (по таблице 29 [2]) степень точности передачи (8 степень) и определяем коэффициент динамической нагрузки KV=1.25

2.10.4.  Коэффициент неравномерности нагрузки.

 Ti и ti – вращающий момент и время его действия на i-той ступени по гистограмме нагружения;

Т2ср – среднее значение вращающего момента на валу червячного колеса;

Т2max– максимальный из числа длительно действующих вращающих моментов.

Т2max = 284.461 (Н×м)

2.10.5. Расчетные контактные напряжения.

2.11.    Проверочный расчет  по напряжениям изгиба.

2.11.1.  Эквивалентное число зубьев колеса.

2.11.2.  Коэффициент формы зуба колеса выбираем по таблице 31 [2] :

2.11.3.  Напряжения изгиба в зубьях червячного колеса.

[sF]2=0.25sT+0.08sB – допускаемые напряжения для всех марок бронз, значения sT  и sB приведены в таблице 26 [2]

[sF]2=0.25×245+0.08×530=103.65 (МПа)

Условие прочности выполняется, так как sF2<[sF]2, следовательно, m и q были нами выбраны верно.

2.12.    Проверочные расчеты по пиковым нагрузкам.

2.12.1. Проведем проверку по пиковым контактным напряжениям во избежание деформации и заедания поверхностей зубьев.

            Условие прочности имеет вид:

sH2max<[sH]max, следовательно, условие прочности по пиковым контактным напряжениям выполняется.

2.12.2. Пиковые напряжения изгиба.

Условие прочности по пиковым напряжениям изгиба:

sF2max<[sF2]max, следовательно, условие прочности по пиковым напряжениям изгиба выполняется.

2.13.    Геометрический расчет передачи.

            Основные геометрические размеры червяка и червячного колеса определяем по формулам, приведенным в таблице 32 [2].

Диаметры делительных окружностей для червяка:

            d1 = m×q = 5×10 = 50 (мм)

для колеса:

            d2 = m×Z2 = 5×40 = 200 (мм)

Диаметры вершин для червяка:

            da1 = d1 + 2×m = 50 + 2×5 = 60 (мм)

для колеса:

            da2 = d2 + 2×m(1 + x) = 200 + 2×5(1 + 0) = 210 (мм)

Высота головки витков червяка:

            ha1 = m = 5 (мм)

Высота ножки витков червяка:

            hf1 = 1.2×m = 1.2×5 = 6 (мм)

Диаметр впадин для червяка:

            df1 = d1 – 2hf1 = 50 - 2×6 = 38 (мм)

для колеса:

df2 = d2 - 2×m×(1.2 + x) = 200 - 2×5×(1.2 + 0) = 188 (мм)

Длина нарезанной части червяка (формула из таблицы 33 [2]):

            b1 = (11 + 0.06×Z2)×m = (11 + 0.06×40)×5 = 67 (мм)

Наибольший диаметр червячного колеса:

Ширина венца червячного колеса:

b2 £ 45 мм

Радиус выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса:

            R = 0.5×d1 – m = 0.5×50 – 5 = 20 (мм)

Межосевое расстояние (проверка):

            aw = 0.5×m×(q + Z2 + 2×x) = 0.5×5×(10 + 40 + 2×0) = 125 (мм)

2.14.    Данные для контроля взаимного положения разноименных профилей червяка (в дальнейшем указываются на рабочих чертежах)

Высота до хорды витка:

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5