Контрольная работа: Привод цепного конвейера
15,67°;
16,92°.
Угол
профиля:
14,33°;
15,77°.
Радиус
головки зуба:
=19,05*(1,24*cos14,33+0,8*cos15,67-1,3025)-0,05=12,7 мм;
=19,05*(1,24*cos15,77+0,8*cos16,92-1,3025)-0,05=12,45
мм.
Радиус
закругления зуба:
1,7*19,05=32,39
мм.
Расстояние
от вершины зуба до линии центра дуг зацеплений:
0,8*19,05=15,24
мм.
Ширина зуба однорядной звёздочки:
0,9*19,05-0,15=17
мм,
где
19,05 мм - расстояние между внутренними пластинами
цепи (табл. 5.13, [2]).
Расчёт предохранительного устройства
Для
предохранения привода от случайных перегрузок используем устройство с
разрушающимся элементом. В качестве разрушающегося элемента принимаем штифт.
Устройство устанавливаем на ведомой звездочке цепной передачи (рис.3).
Рисунок 3 - Устройство предохранительное
Расчётный вращающий момент срабатывания устройства:
Т=KрТ4=1,4*528,4=739,8 Н·м,
где Kр=1,4 - коэффициент режима работы (перегрузки).
Определим диаметр штифта по формуле:
,
где z - число штифтов, принимаем z=1;
Kz - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по штифтам;
при z=1 Kz =1;
D1 - диаметр расположения штифтов, принимаем D1=150 мм;
[τ] - предел прочности на срез штифта, МПа;
[τ]=0,7σв,
где σв - временное сопротивление разрыву, МПа.
Принимаем материал штифта Сталь 45 улучшенную, временное сопротивление разрыву σв =750 МПа, тогда
[τ]=0,7*750=525 МПа.
.
3. Расчёт червячной передачи
.1 Выбор материалов и допускаемых напряжений
Число
витков червяка принимаем в зависимости от передаточного отношения при 
=10, принимаем 
=4
(с.231, [1]).
Число
зубьев червячного колеса:
==10*4=40.
Определим
предварительно скорость скольжения в зацеплении:
= 
=2,8 м/с.
Выберем
материал червяка и червячного колеса из 2-й группы. Принимаем для червяка сталь
Ст. 45 с закалкой до твёрдости не менее HRC 45 и последующим шлифованием, для
венца червячного колеса - бронзу Бр.АЖ 9-4 (отливка в землю), 
=400 МПа; 
=200 МПа;
=226 МПа; 
=103 МПа.
Срок
службы передачи:
24651 ч.
Эквивалентное
число циклов напряжений червячного колеса определим с учётом графика нагрузки:
=
61,8*
.
Коэффициент
долговечности
=
=0,796.
Допускаемые
напряжения
=226*0,796=179,9
МПа.
Эквивалентное число циклов напряжений червячного колеса определим с учётом графика нагрузки:
56,7*.
Коэффициент
долговечности
=
=0,638.
Допускаемые
напряжения
=103*0,638=65,7
МПа.
Допускаемые
контактные напряжения при расчёте на перегрузку для материалов 2-й группы
[σH]max=2∙σT=2*200=400
МПа.
Допускаемые
напряжения изгиба при расчёте на перегрузку для материалов группы 2.
[σF]max=0,8∙σT=0,8*200=160
МПа.
3.2 Расчёт червячной передачи (на ЭВМ)
Расчёт передачи ведётся по программе с использованием табличного процессора MICROSOFT ECXEL
Задаёмся величиной отношения (q/z2) в пределах от 0,22 до 0,4. Принимаем q/z2 = 0,25
Межосевое расстояние
aw=0,625[(q/z2)+1]
= 0,625[0,25+1]
=
=126,16 мм;
=1,26*105
МПа,
где
- модуль упругости материала червяка, 2,1∙105
МПа - для стали;
- модуль
упругости материала колеса, 0,9 ∙105 МПа - для бронзы.
Определим
ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка
0,25*40=10
Модуль
5,05 мм.
Принимаем стандартные значения q=10; m=5 мм.
Уточним
межосевое расстояние
125 мм.
Делительные
диаметры червяка и колеса
=qm=10*5=50
мм.
=40*5=200
мм.
Угол
подъёма витков резьбы червяка
γ = arc tg(z1/q)= arc tg(4/10)=0,381 рад.
Окружная
скорость червяка
=
=2,5 м/с.
Скорость
скольжения в зацеплении:
=
=2,69 м/с.
Полученное значение скорости скольжения отличается от ранее принятого на 4,1%, что вполне допустимо.
Коэффициент
торцового перекрытия
1,88.
Окружная
скорость на колесе
=
=1 м/с.
Коэффициент нагрузки
=KF=KV∙Kβ=1*1,1=1,1
где Kβ,- коэффициент концентрации нагрузки, ∙Kβ=1,15;
KV - коэффициент динамической нагрузки. При V2<3м/с, KV∙=1
Проверка
по контактным напряжениям
≤ 
, допускается - ≤ 0,15
Рабочие
контактные напряжения
160,97
МПа≤
.
где δ=0,8727 ( 50°)- угол обхвата, рад;
ξ = 0,75 - коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии.
Проверка выполняется.
Окружная сила на червяке и колесе
Окружное
усилие на червячном колесе, равное осевому усилию на червяке:
=2704 Н.
Окружное
усилие на червяке, равное осевому усилию на колесе:
=1189,39
Н.
Радиальные
усилия на червяке и колесе:
=2704*tg
20°=983,67 Н.
Модуль
нормальный
mn = m cos γ=5* cos 0,381=4,69 мм.
Диаметры выступов червяка и колеса
1 = d1 + 2 m=50+2*5=60,09 мм;
da2 = d2 + 2 m=200+2*5=210,09 мм.
Диаметры впадин червяка и колеса
1 = d1 - 2,4 m=50-2,4*5=37,89 мм;
df2 = d2 -
2,4 m=200-2,4*5=187,89 мм.
Ширина зубчатого венца колеса
2
= 0,75 da1=0,75*60,09=45 мм.
Длина нарезной части червяка при коэффициенте смещения x=0
1 ≥ (12,5+0,09 z2) m=(12,5+0,09*40)*5=81,25 мм.
2
= z2 / cos3γ=40/ cos30,381=49,97.
Коэффициент формы зуба колеса YF2=1,45.
Проверка
по напряжениям изгиба
;
σF = 0,7 YF2 
=0,7*1,45*
14,97
МПа<
.
Проверка выпоьняется.
Уточним
кпд передачи
η = 
=0,91
где φ - угол трения в зацеплении, принять по рекомендациям.
Наружный
диаметр червячного колеса:
≤
+m=210,09+5=215 мм.
Проверка передачи при перегрузках
по
контактным напряжениям
227,65
МПа <
по
напряжениям изгиба
2*14,97=29,94
МПа<
Проверка выполняется.
Проверка
передачи на нагрев масла в редукторе
67,7°С<90°C,
где P1 - мощность на валу червяка, Вт;
KT=17 Вт/(м2с)- коэффициент теплопередачи;
aw - межосевое расстояние, м.
4. Предварительный расчёт валов
привод цепной конвейер редуктор
Предварительный расчёт проведём по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал (червяк) (рис. 4)
Принимаем
допускаемое напряжение на кручение [
]=15 МПа.
Определим
диаметр выходного конца вала под муфту:
=
=21,6 мм.
Принимаем
для согласования с валом электродвигателя 
=dдв=32
мм.
Рисунок
4 - Ведущий вал
Диаметр
вала под подшипник
=+2h=32+2*4=40 мм,
где h=4 мм - высота заплечика вала.
Принимаем
диаметр вала под подшипниками =40 мм.
Диаметр
вала под уплотнение принимаем 
==40 мм.
Ведомый вал (рис.5).
Принимаем
допускаемое напряжение на кручение []=11 МПа.
Определим
диаметр вала в опасном сечении под колесом
=
=49,7 мм.
Принимаем
=50 мм.
Рисунок
5 - Ведомый вал
Принимаем
диаметр вала под подшипники ближайший меньший относительно , принимаем диаметр вала под подшипниками 
=45 мм.
Диаметр вала под червячным колесом принимаем
=50 мм.
Уточним
диаметр вала под колесом
=+(1…2) мм=45+(1…2)=46…47 мм, принимаем =47 мм.
Принимаем
диаметр вала под втулку
==47 мм.
Принимаем
диаметр вала под уплотнение
==45 мм
Определим
диаметр вала под звездочку из уравнения
+2h=
;
=-2h=45-2*5=35 мм, принимаем =35 мм.
Вал приводной (рис.6)
Диаметр
выходного конца вала под звездочку
=
=48,6 мм.
Принимаем
=48 мм.
Рисунок
6 - Вал привода
Диаметр
вала под подшипник
=+2h=48+2*5=58 мм,
где h=5 мм - высота заплечика вала.
Диаметр
вала под подшипниками принимаем =55 мм.