Привод ленточного транспортера

 

 мм                                       (2.12)

мм                                      (2.13)

 

Рисунок 1 – Эскиз электродвигателя

 

3 Расчет на прочность  и определение геометрических  параметров передачи

 

Определение мощности, крутящего момента  и частоты вращения отдельных  валов:

1. Входной (быстроходный) вал:

 кВт;  об/мин

                   , где                                  (3.1)

 Н·м.

2. Выходной (тихоходный) вал редуктора:

Передаточное отношение i = 30.

                                                        (3.2)

 

Оцениваем в первом приближении скорость скольжения:

                                                  (3.3)

 м/с 

При 1 V_S 6 м/с рекомендуется использовать материал колеса БРАЖ-4, у которого МПа, МПа.

Для червяка выбираем сталь 40Х, азотированную, с твердостью поверхности 50…59 HRC, червяк со шлифованными и полированными поверхностями.

Определяем допускаемые  контактные напряжения.

При шлифовальном и полировальном червяке .

[МПа]                                       (3.4)

 МПа.

 Определяем допускаемые напряжения изгиба:

 

                                                  (3.5)

где наработка циклов.                                  

 МПа. 

Определяем допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке:

                                                       (3.6)

 МПа.

                                                     (3.7)

 МПа.

 

Расчет закрытой червячной  передачи

Проектный расчет

 

Определяем главный  параметр – межосевое расстояние , мм:

,                                    (3.8)

где q – коэффициент диаметра червяка;

      z₂ – число зубьев колеса;

      Е_пр – приведенный модель упругости.

Определяем число зубьев колеса и число заходов червяка z₁. z₁ зависит передаточного отношения редуктора. При i = 15…30 берется z₁ = 2.

Число зубьев червячного колеса находим  по формуле:

                                                             (3.9)

- удовлетворяет условию не подрезания зубьев.

Определяем коэффициент  диаметра червяка:

                                                          (3.10)

. Выбираем максимально допустимый  для механизмов общего машиностроения .

Определяем приведенный модуль упругости:

,                                                     (3.11)

где Е₁ – модуль упругости для стали: МПа;

      Е₂ – модуль упругости для бронз БрАЖ9-4: МПа.

 МПа.

Подставляя все полученные результаты в (3.9) получим:

 мм.

Выбираем расстояние по ряду R_a40 (см. таблицу 13.15 [1]): =130 мм.

Определяем осевой модель зацепления:

                                                     (3.12)

 мм.

Принимаем стандартное значение модуля m = 4 и находим необходимый коэффициент смещения для червячного колеса, чтобы вписаться в принятое межосевое расстояние:

                                              (3.13)

 мм.

 

Определяем начальные диаметры червяка и колеса:

,                                                       (3.14)

где d₁ – делительный диаметр червяка:

 мм.

,                                                       (3.15)

мм

Основные размеры червяка

 

1. Делительный диаметр d₁ = 56 мм
2. Начальный диаметр находим по формуле:

                                                       (3.16)

= 60 мм

3. Диаметр вершин витков находим по формуле:

                                                         (3.17)

 мм.

4. Диаметр впадин витков находим по формуле:

                                                         (3.18)

 мм.

5. Делительный угол подъема витков γ находим по формуле:

                                                         (3.19)

.

6. Длину нарезаемой части червяка находим по формуле:

                                                (3.20)

 мм.

Для шлифовальных червяков и m < 10 рекомендуется выбирать как + 25 мм. Принимаем = 89м.

 

Основные размеры червячного колеса

 

1. Делительный диаметр d₂ = 204 мм
2. Диаметр вершин зубьев находим по формуле:

                                                       (3.21)

 мм.

3. Наибольший диаметр зубьев определяем по формуле:

                                                        (3.22)

мм.

4. Диаметр по окружности впадин определяем по формуле:

                                                     (3.23)

 мм.

5. Ширина венца b₂ определяется следующим образом:

                                                            (3.24)

 мм. Принимаем  мм.

6. Радиусы закругления зубьев R_a и R_f найдем по формуле:

                                                          (3.25)

                                                       (3.26)

 мм.

 мм.

7. Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2δ:

                                                       (3.27)

Угол 2δ определяется точками пересечения дуги окружности диаметром    мм с контуром венца колеса и может быть принят равным . Принимаем 2δ , тогда .

 

Проверочный расчет

 

Определяем коэффициент полезного  действия червячной передачи:

,                                                     (3.28)

где φ – угол трения, определяют в зависимости от фактической скорости скольжения;

      γ – делительный  угол подъема линии витков  червяка.

Фактическую скорость скольжения определяем по формуле:

,   где       м/c                     (3.29)

 м/с.

Исходя из уточненной V_S принимаем (см. таблицу 4.9 [1]).

Подставляя значения γ и φ  в (3.29) получаем уточненный К.П.Д.:

.

Ранее было принято η = 0.8. Отклонение 3.3% считаем допустимым и не производим уточняющего расчета на прочность, т.к. запасы прочности были достаточно большими.

Проверяем прочность по контактным напряжениям:

,                                            (3.30)

где - окружная сила на колесе, Н;

       k – коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса, k = 1 при V₂ 3.

                                                      (3.31)

 Н.

Тогда МПа. МПа.

Проверка показала, что  прочность по контактным напряжениям  сохраняется.

Проверяем прочность  на изгиб:

,                                               (3.32)

где - окружная сила на колесе, Н;

       y_F – коэффициент формы зуба, определяемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса z_V (стр. 64 [1]). Принимаем y_F = 1.45.

Тогда МПа.

Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

Проверим статическую прочность  при перегрузках:

                                            (3.33)

 МПа.

 МПа.

                                              (3.34)

 МПа.

 МПа.

Из проведенных расчетов делаем вывод, что прочность червячной  передачи обеспечена.

 

4 Определение сил в  зацеплении

 

а) На червяке:

Окружная сила определяется по формуле:

                                                          (4.1)

 Н.

Радиальная сила находится по формуле:

                                                          (4.2)

 Н.

Осевая сила Н.

б) На колесе:

- окружная сила Н;

- радиальная сила Н;

- осевая сила Н.

Консольные силы на муфте  червяка  находим по формуле:

                                                          (4.3)

 Н.

Консольные силы на муфте  колеса находим по формуле:

                                                          (4.4)

 Н.

 

 

 

5 Проектный и проверочный  расчет

 

5.1 Определение размеров  ступеней валов

 

Таблица 5.1 – Размеры ступеней валов

 

Ступень и параметр		Вал – червяк	Вал колеса
1-я		,          (5.1) где dдв. – диаметр выходного конца вала ротора двигателя d1 = 28 мм	,                 (5.7) где [τ]k – допустимое касательное напряжение, [τ]k=20 Н/мм2 (стр. 107 [1]) мм
2-я		,                (5.2) где l1 – длина конца вала под полумуфту l1 = 30 мм	принимаем по (5.2) =50 мм
		,                     (5.3) где t – высота буртика, t =2.2 для мм	, где t =2.5  для
3-я		,                         (5.4)  мм	,  принимаем  = 82.5 мм
		,                  (5.5) где r – фаска подшипника, r = 2.5 . Принимаем d3 = 43.	, где r = 3 при . Принимаем d3 = 64.6 мм.
4-я		Определяем графически, мм	Определяем графически, мм
		=                                (5.6) =50 мм	=                          = 55 мм
		определяем графически =28 мм	определяем графически =23 мм