Привод транспортера заготовок

  

15) Уточняем КПД:    _{[1, c.35],}

где: угол подъема линии  витка:

приведенный угол трения:

 

отклонение:

16) Основные размеры:

Основные  размеры червяка:

Z₁=4–количество заходов червяка;

m=8мм–модуль;

q=8–коэффициент диаметра червяка;

d₁=64мм–делительный диаметр червяка;

d_a1=80мм–диаметр вершин зубьев червяка;

d_f1=d₁–2,4·m=64–2,4·8=44 мм–диаметр впадин зубьев червяка [2, c.212];

b₁≥(11+0,06·Z₁)·m=(11+0,06*4)·8=90мм, для шлифуемых и фрезеруемых червяков длину нарезанной части червяка b₁ увеличивается при m<10мм на 25мм, поэтому b₁=115мм  [2, c.212].

 

Основные  размеры колеса:

a_W=160мм–межосевое расстояние;

χ=-0,5–коэффициент смешения;

Z₂=33–число зубьев колеса;

b₂=56,8 мм–ширина колеса;

d₂=264 мм–делительный диаметр колеса;

d_a2=(Z₂+2+2* )*m=(33+2+2*(-0.5))*8=272 мм–диаметр вершин зубьев [2, c.213];

d_f2=(Z₂-2+2* )*m =(33-2+2*(-0.5))*8=236 мм–диаметр впадин зубьев [2, c.213];

d_ae2≤d_a2+6*m/(Z₁+k)=272 + 6*8/(4+2)=276 мм–наибольший диаметр колеса [2, c.213];

K=2 зависит от вида червяка в данном случае это ZI [2, c.214];

Назначаем   8-ую степень  точности [2, c.214].

17) Проверочный расчет  на прочность зубьев червячного  колеса при действии максимальной  нагрузки:

Проверка  на контактную прочность:

[1, с.36]

Проверка  по напряжениям изгиба:

[1, с.36]

 

Тепловой  расчет

t_раб=(1-η)P₁/(K_TA(1+ψ))+20⁰≤[t] _раб (1 стр.40)

K_T=15-коэффициент теплоотдачи

b=110 мм- ширина внутренней поверхности

c=380 мм- высота внутренней поверхности

a=114 мм - длина внутренней поверхности

A=b+c+a=110+380+114=0.62 - поверхность охлаждения корпуса

ψ-коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую прлиту или раму

t_раб=(1-0,8)*4,61/15*0.63*(1+0.3))+20=20.1⁰

 

2.2 Расчет диаметров  валов.

    Предварительные  значения диаметров различных  участков стандартных валов редуктора  определяются по формулам:

1) Для быстроходного вала: ,[1, с.42] принимаем из ряда Ra40: d=40мм [1, с.410] (чтобы соответствовал диаметру вала двигателя ).

Диаметр под подшипник: ,[1, с.42]

 принимаем из ряда Ra40: d_П=47 мм; [1, с.410], где: t–высота заплечика.

Диаметр базы подшипника: ,[1, с.42] принимаем из ряда Ra40: d_БП=55 мм; [1, с.410], где: r–координата фаски подшипника [1, с.42].

2) Для тихоходного вала: ,[1, с.42] принимаем из ряда Ra40: d=56 мм [1, с.410] .

Диаметр под подшипник: ,[1, с.42]

принимаем из ряда Ra40: d_П=64 мм; [1, с.410], где: t–высота заплечика.

Диаметр базы подшипника: ,[1, с.42] принимаем из ряда Ra40: d_БП=72 мм; [1, с.410], где: r–координата фаски подшипника [1, с.42].

_{2.3 Расчёт ремённой  передачи}

_{Мощность  на валу электродвигателя: P1=5.5 кВт, Частота вращения вала электродвигателя : n1=712об/мин Передаточное отношение привода :Uобщ=15.82. Нагрузка переменно спокойная.}

_{1)Подбор  сечения ремня} 

Расчет клиноременной  передачи.

1) Исходные данные.

Передаточное отношение  U_рем=2

Частота вращения электродвигателя

Мощность 

Передача клиноременная

2) Подбор сечения ремня

Выбираем ремень с сечением B [2, Стр. 271]

3)Диаметры шкивов:

малого d₁=140 мм, по ряду Ra40 = 140мм

большого d₂=d₁*U_рем=140*2=280мм, по ряду Ra40 d₂ = 280мм

4)Предварительно межосевое  расстояние 

a = 1.2*d₂ = 1.2*280 = 336мм, по ряду Ra40 = 340мм

5)Определяем длину ремня  [1, стр. 270, ф. 12.6]

 

 

Под табл. 12,2 [1, стр. 288] принимаем  l = 1400мм.

Уточнение межосевого расстояния:

 

6) =363,8мм

Определяем угол обхвата  ремнем малого шкива:

 

α =160°; С_α = 0,95 – коэффициент угла обхвата.

Коэффициент длины ремня  С_l =0,9 по рис 12.27 [2, Стр. 273]

С_i =1,13 коэффициент передаточного отношения при   U_рем =2

C_р =1,1– коэффициент режима нагрузки K₁= 1

Расчетная мощность, передаваемая одним ремнем в условиях эксплуатации рассчитываемой передачи

 

Определяем число ремней [2, Стр. 271, ф. 12.30]

 

 

где  С_z =0.9-коэффициент числа ремней

Определяем силу предварительного натяжения ремня [2, Стр. 274, ф. 12.32]

 

 

Центробежная сила