Детали машин

      q_min=0,212*32=6,78

       Коэффициент смещения

       = -0,5(z₂+q) (2.20)

       = -0,5(32+8)=0,16

       Определяют  фактическое передаточное число

        ([1] с.29) (2.21)

      

       Отклонение  ΔU передаточного числа от заданного

        (2.22)

      

       Определяют  геометрические размеры червяка и колеса

       Размеры червяка:

       Делительный диаметр червяка

      d₁=qm ([1] с.29) (2.23)

      d₁=8*6,3=50,4 мм

       Диаметр вершин витков

      d_a1=d₁+2m ([1] с.29) (2.24)

      d_a1=50,4+2*6,3=63 мм

       Диаметр впадин

      d_f1=d₁-2,4m ([1] с.29) (2.25)

      d_f1=50,4-2,4*6,3=35,28 мм

       Длина нарезной части червяка

      b₁≥(12,5+0,09z₂)m ([1] с.29) (2.26)

      b₁=(12,5+0,09*32)*6,3=96,9 мм

       Увеличивают длину b₁ на 3m для выхода шлифовального круга

      b₁=96,9+3m ([1] с.29) (2.27)

      b₁=96,9+3*6,3=115,8 мм

       Размеры колеса:

       Делительный диаметр окружности колеса

      d₂=z₂m ([1] с.29) (2.28)

      d₂=32*6,3=201,6 мм=0,2 м

       Диаметр окружности вершин зубьев

      d_a2=d₂+2(1+x)m ([1] с.29) (2.29)

      d_a2=201,6+2(1+0,16)*6,3=216,2 мм

       Наибольший  диаметр колеса

       ([1] с.29) (2.30)

       мм

       Диаметр впадин

      d_f2=d₂-2m(1.2-x) ([1] с.29) (2.31)

      d_f2=201,6-2*6,3(1,2-0,16)=188,5 мм

       Ширина  венца

      b₂≤0,67d_a1 ([1] с.29) (2.32)

      b₂=0,67*63=42,2 мм

       Проверочный расчет передачи на прочность

       Определяют  скорость скольжения в зацеплении

       ([1] с.29) (2.33)

       где υ₁ – окружная скорость на червяке

      υ₁=0,5*ω₁*d₁ ([1] с.29) (2.34)

      υ₁=0,5*97,2*0,05=2,43 м/с

       γ – угол подъема линии витка

       γ=23^o34’([1] c.30)

        м/с

         По полученному значению υ_s уточняют допускаемое напряжение

      [σ]_н=[σ]_но-25υ_s (2.35)

      [σ]_н=300*10⁶-25*2,7=232,5*10⁶

       Определяют  расчетное напряжение

        ([1] с.29) (2.36)

       K – коэффициент нагрузки

       K=1 ([1] c.30)

        Па

       Сравниваем  допускаемое напряжение с расчетным σ_н=190*10⁶ Па ≤ [σ_н]=230*10⁶Па

       Окружная скорость на колесе

      υ₂=0,5ω2d2 (2.37)

      υ₂=0,5*12,15*0,2=1,2 м/с

       Определяют  КПД передачи

       ([1] стр.30) (2.38)

       где - приведенный угол трения

      

       Определяют  силы в зацеплении

       Окружная  сила на колесе, равна осевой силе на червяке:

       ([1] стр.30) (2.39)

        Н

       Окружная  сила на червяке, равна осевой силе на колесе:

       ([1] стр.30) (2.40)

       Н

       Определяют радиальную силу

      F_r=F_t2tgα([1] стр.31) (2.41)

      F_r=3128*0,364 H

       Проверяют зубья колеса по напряжениям изгиба

       Расчетное напряжение изгиба:

       ([1] стр.31) (2.42)

       Для того, чтобы найти Y_F – коэффициент формы зуба, необходимо рассчитать z_v2 и по таблице 2.15 ([1] стр.31) принять его значение

       ([1] стр.31) (2.43)

       По  таблице принимают значение Y_F=1.46, затем рассчитывается напряжение изгиба

        Па

2.3 Тепловой расчет

       Определяется  мощность на червяке по формуле (2.44)

        (2.44)

       (Вт)

       В соответствии с формулой (2.45) рассчитывается температура нагрева масла без искусственного охлаждения

        (2.45)

      

       В соответствии с формулой (2.46) температура нагрева масла с охлаждением вентилятором

        (2.46)

      

       Ставится редуктор с вентилятором.

 

2.4. Расчет открытой гибкой передачи

       2.4.1 Исходные данные:

       n₁=n_дв=2880 (об/мин)

       Р_тр=5,07 (кВт)

       Т₁=16,8 (Н*м)

       U_р.п.=3,1

       По  номограмме ([2] с.134) принимаю сечение  клинового ремня А.

       Номинальная мощность Р₀=1,76 кВт, передаваемая одним клиновым ремнем.

       2.4.2 Диаметр меньшего шкива:

       

       Принимаю  d₁=100 (мм)

       5.3 Диаметр большего шкива:

       d₂=U_р.п.*d₁(1-ε)=3.1*100(1-0.015)=305.3 (мм)

       Принимаю  d₂=315 (мм) ([2] с.120)

5.4 Уточняем передаточное отношение:

       

       При этом угловая скорость вала 2 будет:

        (рад/с)

       Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету, , что меньше допускаемого на 3%. Следовательно окончательно принимаю диаметры шкивов d₁=100 мм и d₂=315 мм.

5.5 Межосевое расстояние a_p следует принять в интервале:

       a_min=0.55(d₁+d₂)+T₀,

       где T₀ – высота сечения ремня

       T₀=8 ([2] c.131)

       a_min=0.55(100+315)+8=245.2 (мм)

       a_max=d₁+d₂=100+315=415 (мм)

       Принимаю  значение a_p=330 (мм)

5.6 Расчетная длина ремня:

       L=2a_p+0.5π(d1+d2)+ =2*330+0.5*3.14*(100+315)+ =1346 (мм)

       Ближайшее значение по стандарту L=1400 (мм).

5.7 Уточняем значение межосевого расстояния a_p с учетом стандартной длинны ремня L:

       а_p=0.25((L-w)+ ), где

       w=0.5π(d1+d2)=0.5*3.14*(100+315)=651 (мм)

       y=(d2-d1)²=(315-100)²=17.2*10⁴

       a_p=0.25((1400-651)+ )=304 (мм)

       при монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01*1400=14 (мм) для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=0,025*1400=35 (мм) для увеличения натяжений ремней.

5.8 Угол обхвата меньшего шкива:

       

5.9 Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи. Для привода к ленточному конвейеру при односменной работе Ср=1,0 ([2] с. 331)

5.10 Коэффициент, учитывающий влияние длинны ремня C_L

       C_L=0.98 ([2] c.331)

5.11 Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата.

       При α₁= коэффициент С_α=0,89 ([2] c.331)

5.12 Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.

       Предполагая, что число ремней в передаче будет  от 4 до 6, приму коэффициент C_z=0,90 ([2] c.135)

5.13 Число ремней в передаче:

       

       Принимаю z=4

5.14 Натежение ветви клинового ремня:

        , где

       υ – скорость

       υ=0,5ω_двd₁=0,5*301,4*100*10³=15,07 (м/с)

       θ – коэффициент, учитывающий влияние  центробежных сил. Для ремня сечения  А коэффициент

        , тогда

        (Н)

5.15 Давление на валы:

        (Н)

5.16 Ширина шкивов В_ш:

       В_ш=(z-1)e+2f

       e,f – размеры канавок.

       e=15.0 ([2] c.138)

       f=10.0 ([2] c.138)

       В_ш=(4-1)*15,0+2*10,0=65 (мм)

 

6. Проектировачный расчет валов редуктора и их искизы.

       Исходные  данные:

       Т_к2=Т₂=312,8*10³ (Н*мм)

       T_k1=T₁=49.4*103 (Н*мм)

       d_f1=35.28 (мм)

       d₁=50.4 (мм)

       d_a1=63 (мм)

       b₁=115.8 (мм)

       l₁=d_am2=222.5 (мм)

       [τ_k]=25 мПа 

       Диаметр выходного конца ведущего вала:

        (мм)

       Диаметр выходного конца ведомого вала:

        (мм)

       Диаметр подшипниковых шеек:

       d_п1=25 (мм);

       d_п2=45 (мм);

       Диаметр вала в месте посадки червячного колеса:

       d_k2=50 (мм)

       Диаметр ступицы червячного колеса:

       

       Принимаю d_ст2=80

       Длина ступицы червячного колеса:

       l_ст=(1,2 1,8)d_k2=(1.2 1.8)50=60 90

       Принимаем l_cт2=60

 

        Рис. 6.1

        Рис. 6.2

       На (рис. 6.1) изображен вал червяка.