Привод цепного конвейера

 

 

а_w - межосевое расстояние;

d_a1 - диаметр вершин червяка;

df1 - диаметр впадин червяка;

df2 - диаметр впадин червячного колеса;

dам2 - наибольший диаметр червячного колеса;

d_a2 - диаметр вершин червячного колеса;

b₁ - длина нарезанной части червяка;

b2 - ширина червячного колеса;

α - угол профиля.

 

3. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ЗАКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ

3.1. Проверочный расчет червячной передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Допускаемые контактные напряжения (определяются для колеса, которое обладает меньшей контактной прочностью):

,

где – допускаемые базовые контактные напряжения ();

 – коэффициент долговечности.

;

где   – эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях червячного колеса, определяемого в зависимости от режима напряжения и продолжительности работы привода.

,

где    – коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчете на контактную прочность ();

  – число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы.

,

где – частота вращения вала, на котором установлено червячное колесо ();

  – время работы передачи за весь срок службы привода ().

;

;

.

Уточнение коэффициента нагрузки:

,

где – коэффициент динамической нагрузки, учитывающий динамические нагрузки в зацеплении; вследствие плавности работы червячной передачи динамические нагрузки в ней сравнительно невелики и можно принять = 1.

 – коэффициент концентрации нагрузки; учитывает неравномерность распределения нагрузки в зоне контакта, вызванную деформациями червяка:

,

где – коэффициент деформации червяка, определяемый в зависимости от z₁ и q ().

 – коэффициент режима – это отношение средневзвешенного момента на колесе к наибольшему длительно действующему ().

.

Действительные контактные напряжения:

;

.

3.2. Допускаемые напряжения при расчете зубьев червячного колеса на выносливость по изгибу

Допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса:

,

где – допускаемые базовые напряжения изгиба ();

– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения (реверсирования) нагрузки на зубья; K_FC = 1 для нереверсивной передачи (зуб работает одной стороной);

 – коэффициент долговечности:

,

где – эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях червячного колеса, определяется в зависимости от режима нагружения и продолжительности работы привода:

,

где – коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчете на выносливость зубьев по изгибу ().

;

;

Учитываем понижение сопротивления  усталости материала с ростом числа циклов нагружения и принимаем ;

.

3.3. Проверочный расчет червячной передачи на выносливость зубьев по изгибу

Действительные напряжения изгиба зубьев червячного колеса:

 

где – коэффициент формы зуба червячного колеса, зависящий от эквивалентного числа зубьев колеса и определяемый по таблице.

, тогда ;

.

3.4. Расчет червячной передачи на прочность при действии кратковременных перегрузок

3.4.1. На контактную  прочность

Расчетное напряжение , создаваемое наибольшей нагрузкой из числа подводимых к передаче, даже при однократном ее действии, вычисляют по формуле:

,

где – кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе согласно ТЗ ();– рабочие контактные напряжения ().

Допускаемые предельные контактные напряжения вычисляют по формуле:

 – для оловянных  бронз;

;

.

3.4.2. На изгибную прочность

Расчетное напряжение , создаваемое наибольшей нагрузкой из числа подводимых к передаче, даже при однократном ее действии, вычисляют по формуле:

,

где – кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе согласно ТЗ (); –рабочие напряжения изгиба ().

Допускаемые предельные напряжения изгиба вычисляют по формуле:

 – для бронз;

;

.

 

4. СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

Рисунок 4 – Силы в зацеплении червяка

Окружная сила на червяке  ,равная осевой силе на червячном колесе , Н:

;           .

Окружная сила на червячном  колесе , равная осевой силе на червяке , Н:

;           .

Радиальная сила, Н:

;          .

В формулах:

Т₂, Т₃ – вращающие моменты соответственно на червяке и червячном колесе,

 – угол профиля червяка в осевом сечении; для Aрхимедова червяка ;

 – делительные диаметры червяка и червячного колеса, мм.

 

5. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОТКРЫТОЙ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Параметры ременной передачи.

Исходные данные:

Мощность на ведущем шкиве, кВт…………………………..3,2

Частота вращения ведущего шкива, 1/мин………………….1380

Передаточное отношение  передачи………………………….2,54

Режим нагружения передачи……………………..…средний равновероятный

Тип передачи………………………………………………….плоскоременная

Результаты расчета:

Рисунок 5 – ременная передача

Диаметры шкивов, мм:

                  Ведущего d₁ ………………………………………….125

                  Ведомого d₂…………………………………………..315

Фактическое передаточное отношение  i……………………….2.55

Межосевое расстояние а, мм……………………………………880

Угол между ветвями  передачи γ градус………………………...12

Углы обхвата шкивов ремнем, градус:

                  Ведущего……………………..……………………….168

                  Ведомого   α₂………………………………………….192

Ремень:     Материал………………………………………хлопчатобумажный

                  Длина ремня L, мм….…………………………………2461

                  Ширина b, мм………………………………………….20

                  Толщина δ, мм…………………………………………4,50

Скорость ремня V, м/с…………………………………………….9

Сила предварительного натяжения  ремня F₀ , Н………………...250

Силы в ветвях работающей передачи, Н:

                  В ведущей ветви F₁ ……………………………………301

                  В ведомой ветви F₂ ……………………………………200

Силы действующие на валы передачи, F_b, Н……………………498

Вращающий момент на ведущем  валу, Н∙м……………………..6.3

 

Напряжения в ремне, МПа:

                  От предварительного натяжения  σ₀…………………..2.8

                  В ведущей ветви σ₁…………………………………….3.3

                  В ведомой ветви σ₂…………………………………….2.2

                  Изгиба:

                         На ведущем шкиве σ_и1…………………………….5.8

                         На ведомом шкиве σ_и2…………………………….2.3

                  От центробежных сил σ_v………………………………0.08

                  Наибольшее σ_max……………………………………….9.2

Число пробегов ремня r, с^-1……………………………………….4

Ресурс ремня Т_р, ч………………………………………………….1053

Рисунок 6 - Шкив плоскоременной передачи.

 

6. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

6.1.Проектный расчет  валов

Диаметр цапф вала в местах установки подшипников рассчитывается из условия прочности на кручение при заниженных допускаемых напряжениях, полученные размеры округляют до ближайших размеров из ряда внутренних диаметров подшипников:

 

где [] – допускаемые напряжения при кручении,

T – вращающий момент, Н∙м.

Для первого, быстроходного  вала:

 

 

Для второго, быстроходного вала редуктора []=5…10 (МПа); T=53(Н∙м):

 

Для третьего, тихоходного выходного вала редуктора []=15…20 (МПа); T=1528 (Н∙м):

 

 

Полученные размеры округлим до стандартных по ГОСТ 6636-69, соответственно:

 

 

 

 

Диаметр участка вала под  установку колеса выбираем по формуле:

Для первого вала установленного консольно:

,

для второго вала, установленного между опорами:

.

для третьего, тихоходного  вала, установленного между опорами:

.

 

 

Вращающиеся детали в редукторе  выполняют таким образом, чтобы  исключить их касание друг с другом и со стенками корпуса, а также получить наименьшие габариты редуктора. Поэтому при проектировании выдерживаются зазоры:

между внешними поверхностями  вращающейся детали и стенками корпуса  редуктора:                            

между внешними поверхностями  вращающейся детали и днищем редуктора:

 

где: m=10 – модуль зацепления передачи.

6.2. Подбор подшипников  качения

Подшипники – детали, поддерживающие вращающиеся валы и  оси в пространстве, обеспечивая им возможность вращения или качения, и воспринимая действующие на них нагрузки.

Ввиду значительных осевых и радиальных нагрузок были выбраны:

 роликовые конические  однорядные подшипники по ГОСТ 27365-87 средней серии: Для второго вала 7507А, cерия диаметров 3, серия ширин 0;

 

 Для третьего вала редуктора был выбран шариковый радиальный однорядный подшипник по ГОСТ 8338-75 средней серии 315. Серия диаметров 3, серия ширин 5.

 

Таблица 4 – Геометрические характерист

ики подшипников качения.

Условное обозначение	d, мм	D, мм	b, мм	С, мм	T, мм	d, мм	d, мм	Масса, кг	r1, мм	r2, мм
7507А	35	72	23	20	24.5	51	43	0.541	2.0	0.8
315	75	160	37					3.02	4.0

Рисунок 7 – Подшипник радиально-упорный, роликовый, конический, однорядный.

Рисунок 8 – Подшипник шариковый, радиальный, однорядный

6.3. Подбор шпоночных  соединений

Шпонка – деталь, устанавливаемая  в пазах двух соприкасающихся  деталей и препятствующая относительному повороту или сдвигу этих деталей. Шпонки применяют для передачи вращающего момента от вала к ступице или  наоборот.

Таблица 5 – Размеры призматических шпонок и шпоночных пазов (ГОСТ 23360-80), мм

Диаметр вала D	Шпонка			Шпоночный паз
	b	h	c или r	Вал t1	Втулка t2	с или r
35	10	8	0,4…0,6	5.0	3.3	0,25…0,4
75	20	12	0,6…0,8	7,5	4,9	0,4…0,6

 

Длины шпонок должны выбираться из ряда: 12, 14, 16, 18, 20, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63,70,80...

Шпонка для соединения редуктора с открытой передачей на быстроходном валу:

Шпонка 10×8×32 ГОСТ 23360-80.

Шпонка для фиксации колеса на тихоходном валу:

Шпонка 20×12×56 ГОСТ 23360-80.