Проектирование привода к цепному конвейеру (стр. 2 из 3)

d'=100-0,5*10=95 мм.

6. Проверочный расчет.

6.1 Коэффициент полезного действия передачи:

η=

где γ - делительный угол подъема витков червяка; φ – угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения

vs=

где Uф – фактическое передаточное число, Uф=8

w2 – угловаяскорость соответствующего вала, w2=11,38рад/с

d1 – делительный диаметр, d1=80 мм

γ – делительный угол подъёма линии витков, γ=21,8°.

vs=

м/с→ φ=1º29´

η=

.

6.2 Контактные напряжения зубьев колеса σн, Н/мм2:

,

где

— окружная сила на колесе, Н:

Н,

k— коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса

vs=

м/с

vs=

м/с

При vs<3 м/с, то К=1.

- допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, =214,87 Н/мм2

Н/мм2

176,77≤214,87

Получили недогрузку материала (σн≤[σ]н), а эта разница не превышает 15%, т.е. условие прочности выполняется.

6.3 Напряжение изгиба зубьев колеса σF, Н/мм2

,

где k— коэффициент нагрузки, k=1;

m – модуль зацепления, m=8 мм;

b2 – ширина венца, b2=50.4 мм;

Ft2 – окружная сила на колесе, Ft2=6920 H;

YF2 — коэффициент формы зуба .Определяется интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса zv2=

zv2=

, где γ – делительный угол подъёма линии витков червяка, т.к. zv2=41,02 → YF2=1,403

- допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса, =106,02 Н/мм2

Н/мм2,

11,37≤106,02.

При проверочном расчете

, т.к. нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.

Таблица 1

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	200	Ширина зубчатого венца колеса b2	63
Модуль зацепления m	10	Длина нарезаемой части червяка b1	140
Коэффициент диаметра червяка q	8	Диаметры червяка: делительный d1 начальный dw1 вершин витков da1 впадин витков df1	80 80 100 56
Делительный угол витков червяка γ, град	21,8
Угол обхвата червяка венцом колеса 2γ, град	83,05	Диаметры колеса: Делительный d2=dw2 вершин зубьев da2 впадин зубьев df2 наибольший dам2	320 340 296 350
Число витков колеса z1	4
Число зубьев колеса z2	32

III. Расчет валов редуктора.

Редукторные валы испытывают два вида деформации — изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт. Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию — совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.

Расчет редукторных валов производится в два этапа: 1-й – проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение , 2-й — проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.

1. Определение сил в зацеплении закрытых передач.

В проектируемых приводах конструируются червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка 2а = 40° .Угол зацепления принят α= 20°.

а) на колесе:

1.1 Окружная сила Ft2, Н:

Ft2=

где T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, T2 =1142.35 н*м;

d2 – делительный диаметр колеса, d2=320 мм.

Ft2=

Н

1.2 Радиальная сила Fr2, Н:

Fr2= Ft2*tgα, где Ft2 - окружная сила, Ft2=6920 H,

Fr2=6920*0,25=1730 Н,

1.3. Осевая сила Fa2, Н:

Fa2= Ft1=

где d1 – делительный диаметр червяка, d1=80 мм;

T1 – вращающий момент червяка, T1=142,76 н*м.

Fa2=

Н.

б) на червяке:

Окружная сила Ft1, Н:

Ft1=Fа2=3569 Н;

Радиальная сила Fr1, Н:

Fr1=Fr2=1730 Н;

Осевая сила Fa1, Н:

Fа1=Ft2=6920 Н.

Выбор материалов валов.

Сталь СТ40Х

σн=900 Н/мм2,

σт=750 Н/мм2,

σ-1=410 Н/мм2.

Термообработка улучшение.

3. Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [τ]к=40 Н/мм2— для тихоходных валов.

4.Предварительный выбор подшипников.

Определяем тип, серию и схему установки подшипников:

Для тихоходного вала червячной передачи подбираем роликовые конические подшипники типа 7312. Серия – средняя. Угол контакта α=12º.

Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра d2 внутреннего кольца, равного диаметру второй d2 и четвертой d4 ступеней вала под подшипники.

Основные параметры подшипников: геометрические размеры — d=60 мм, D=130 мм, Т=33,5 мм, b=31 мм,c=27 мм, r=3,0 мм, r1=1,2 мм динамическую Сr=80 кН и статическую С0г=62 кН грузоподъемности. Здесь D — диаметр, наружного кольца подшипника; Т— осевой размер роликоподшипников. Факторы нагрузки е=0,30; Y=1,97; Yo=1,08.

5. Определение геометрических параметров ступеней валов.

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d длину l.

5.1 Под элемент открытой передачи:

,

где Мк=Т2=крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу, Т2=1107,2 Н*м.

[τ]к - допускаемые напряжения на кручение, [τ]к=20 Н/мм2

мм,

По ГОСТу 66.36-69 принимаем d1=52 мм.

l1=(1…1,5)* d1=1,1*52=57,2 мм,

По ГОСТу 66.36-69 принимаем l1=58 мм.

5.2 Под уплотнения крышки с отверстием и подшипник:

d2 =d1+2*t,

где t — значение высоты буртика определяется в зависимости от диаметра d1.

Если d1=52 мм, то значение t=3

d2=52+2*3=58 мм.

По ГОСТу 66.36-69 принимаем d2=60 мм.

l2≈1,25* d2,

l2≈1,25*60=75 мм.

По ГОСТу 66.36-69 принимаем l2=78 мм.

Под колесо:

d3 =d2+3,2*r,

где r — координаты фаски подшипника определяются в зависимости от диаметра d1.

Если d1=52 мм, то значение r=3

d3=60+3,2*3=69,6 мм.

По ГОСТу 66.36-69 принимаем d3=70 мм.

l3 определяется графически на эскизной компоновке.

l3=lст+(18…20)=78+20=98мм.

5.4 Под подшипник:

d4 =d2=60мм,

Обозначение 7312 – средняя серия d=60мм → T=34,0мм и c=27 мм.

l4=Т+с,

l4=34+27=61 мм.

6. Расчетная схема валов редуктора.

Если D=130 мм, то выбираем крышку (ГОСТ 18512-73) →H=23 мм.

6.1 Реакции опоры в вертикальной плоскости :

∑МА=0

∑МВ=0

Проверка:

6.2 Реакции опоры в горизонтальной плоскости:

∑МА=0.

∑МВ=0

Проверка:

6.3 Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости: