4. Приклад кінематичного розрахунку пск і розрахунок черв’ячної передачі редуктора

4.1. Вихідні дані:

- кінематична схема ПСК;

- сила, прикладена до стрічки F = 10 кН;

- швидкість стрічки v = 0,8 м/с;

- діаметр барабану D = 0,4 м;

- матеріал черв’яка Сталь 45;

- термообробка черв’яка Поліпшення;

- матеріал колеса БрО10Н1Ф1;

- спосіб відливки колеса Центробіжний;

- ресурс редуктора t_р = 6000 год.

4.2. Кінематична схема ПСК:

Рисунок 1 - Кінематична схема привода стрічкового конвеєра

4.3. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок ПСК

4.3.1. За табл. 1.1 [1, с.5] вибираємо ККД пасової, черв’ячної та ланцюгової передач і коефіцієнт, що враховує втрати на тертя в підшипниках, визначаємо загальний ККД привода :

- ККД пасової передачі η₁ = 0,96;

- коефіцієнт, що враховує збитки на тертя в підшипниках η₂ = 0,9925;

- ККД черв’ячної передачі в закритому корпусі при числі заходів черв’яка z₁ = 4 і передаточному відношенні u = 8,…,15 η₃ = 0,9;

- ККД ланцюгової передачі η₄ = 0,925;

Загальний ККД привода

.

4.3.2. Потужність на валу барабана

кВт.

4.3.3. Кутова швидкість вала барабана

рад/с.

4.3.4. Потрібна потужність електродвигуна

кВт.

4.3.5. Частота обертання вала барабана

об/хв..

4.3.6. Вибір електродвигуна виконується за ГОСТ 19523-81 [1, с.390].

Для потрібної потужності Р_потр = 10,2 кВт вибираємо електродвигун типу 4А132М2У3 з номінальною потужністю Р_дв = 11,0 кВт,синхронною частотою обертання n₀ = 3000 об/хв і ковзанням s = 2,3%.

4.3.7. Частота обертання вала електродвигуна

об/мин.

4.3.8. Кутова швидкість валу електродвигуна

= = 306,8 рад/с.

4.3.9. Загальне передаточне відношення привода

= = 76,7

4.3.10. Часткове передаточне число для черв’ячної передачі редуктора визначаємо за ГОСТ 2144-76 [1, с.54]: .

4.3.11. Загальне передаточне число для пасової та ланцюгової передач .

4.3.12. За рекомендацією [1, с. 7], часткове передаточне число для ланцюгової передачі вибираємо як мінімальне значення u = 3 з діапазону 3 - 6, щоб часткове передаточне число для пасової передачі знаходилося в діапазоні 2 - 4.

4.3.13. Часткове передаточне число для пасової передачі .

4.3.14. Розрахунок кінематичних і енергосилових параметрів на валах привода

Вал 1

Частота обертання

об/хв.

Кутова швидкість

рад/с.

Потужність

кВт.

Обертальний момент

Нм.

Вал 2

Частота обертання

об/хв.

Кутова швидкість

рад/с.

Потужність

кВт.

Обертальний момент

Нм.

Вал 3

Частота обертання

об/хв.

Кутова швидкість

рад/с.

Потужність

кВт.

Обертальний момент

Нм.

Вал 4

Частота обертання

об/хв..

Кутова швидкість

рад/с.

Потужність

кВт.

Обертальний момент

Нм.

4.3.15. Заданий обертальний момент на валу барабана

Нм.

4.3.16. Відхилення результатів кінематичного розрахунку від заданого значення

задовольняє вимоги розрахунку.

Таблиця 1 - Результати кінематичного розрахунку привода стрічкового конвеєра

Вал	n, об/хв	ω, рад/с	P, кВт	T, Нм
1	2931	306,8	10,2	33,25
2	1433,25	150,02	9,72	64,79
3	114,66	12,0	8,68	723,33
4	38,22	4,0	7,969	1992,25

4.4. Визначення допустимого контактного напруження

4.4.1. Допустиме контактне напруження для черв’ячної передачі визначається за формулою [1, с.66]:

,

де - основне допустиме контактне напруження. За табл. 4.8 [1, с.66] для марки бронзи колеса БрО10Н1Ф1 і центробіжного способу відливки для поліпшеної сталі 45 черв’яка і HRC<45 знаходимо .

4.4.2. - коефіцієнт довговічності за контактними напруженнями, що визначається за формулою [1, с.67]:

,

де - загальне число циклів за повний термин служби редуктора:

,

.

4.4.3. Визначаємо допустиме контактне напруження:

МПа.

4.4.4. Допустиме напруження згину визначається за формулою[1, с.43]:

,

де - основне допустиме напруження згину. По табл. 4.8 [1, с.66] для марки бронзи колеса БрО10Н1Ф1 і центробіжного способу відливки для поліпшеної сталі 45 черв’яка і HRC<45 знаходимо .

4.4.5. - коефіцієнт довговічності за напруженнями згину, що визначається за формулою [1, с.67]:

.

4.4.3. Визначаємо допустиме напруження згину

.

4.5. Розрахунок основних параметрів черв’ячної передачі та геометричних розмірів черв’яка і колеса.

4.5.1. Визначення міжосьової відстані виконується за формулою [1, с.61]:

,

де – число зубів колеса; q – коефіцієнт діаметра черв’яка; який беремо q = 12,5; = 723,33 Нм – обертальний момент на колесі; К - коефіцієнт навантаження, який беремо К = 1,2 [1, с.369];

4.5.2. Модуль передачі

мм.

Беремо за ГОСТ 2144-76[1, с.56] найближче стандартне значення m = 6,3 мм.

4.5.3. Визначаємо міжосьову відстань

мм.

4.5.4. Основні розміри черв’яка:

- ділильний діаметр

мм;

- діаметр вершин витків

мм;

- діаметр западин витків

мм;

- довжина нарізної частини при z₁ = 4 і m = 6,3 мм [1, с.57]

4.5.5 Основні розміри черв’ячного колеса:

- ділильний діаметр

мм;

- діаметр вершин зубів

мм;

- діаметр западин зубів

мм;

- найбільший діаметр [1, с.58]

мм;

- ширина вінця [1, с.58]

. мм

4.5.6. Колова швидкість черв’яка

м/с.

4.5.7. Швидкість ковзання

м/с,

де γ = 17º 45′ - кут піднымання гвинтової лінії черв’яка, визначений за табл. 4.3 [1, с.57] при z₁ = 4 і q = 12,5.

4.5.8. ККД черв’ячного редуктора

де ρ′ = 1º 20′ - кут тертя, визначений за табл. 4.4 [1, с.59] при швидкості ковзання v_s = 6,46 м/с.

4.5.9. Ступінь точності черв’ячної передачі

За ГОСТ 3675-81 [1, с.65] вибираємо 7-ий ступінь точності передачі.

4.5.10. Коефіцієнт навантаження для черв’ячної передачі [1, с.64]

,

де К_β – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній і визначається за формулою [1, с.64]

,

де θ = 98 – коефіцієнт деформації черв’яка, що визначається за табл. 4.6 [1, с.64] при z₁ = 4 і q = 12,5; x = 0,6 – при незначному коливанні навантаження [1, с.65];

К_v = 1,1– коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження в зачепленні та визначається за табл. 4.7 [1, с.65] при швидкості ковзання v_s = 6,19 м/с і 7-го ступеня точності передачі:

.

4.6. Перевірний розрахунок черв’ячної передачі за контактними напруженнями виконується за формулою [1, с.62]:

;

МПа.

Розбіжність розрахункового і допустимого значень контактних напружень дорівнює

знаходиться в межах -15% … +5% [1, с.62], що задовольняє вимоги розрахунку.

4.7. Визначення сил, що діють в зачепленні [1, с.376].

Колова сила на черв’ячному колесі дорівнює осьовій силі на черв’яку:

Н.

Колова сила на черв’яку дорівнює осьовій силі на черв’ячному колесі:

Н.

Радіальні сили на колесі і черв’яку:

Н,

де - кут зачеплення.

4.8. Перевірка зубів на витривалість за напруженням згину

Для розрахунку напруження згину необхідно визначити коефіцієнт форми зуба Y_F, що залежить від еквівалентного числа зубів z_v 1, с.63,

Беремо для z_v = 57,88 за табл. 4.5 1, с.63 коефіцієнт форми зуба Y_F = 2,15.

Напруження згину визначається за формулою 1, с.63

Умова міцності за напруженням згину

,

17,8 МПа < 42,24 МПа

виконана.

СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

1. Курсовое проектирование деталей машин: учебн. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов /С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1987. - 416 с.

2. Иванов М.Н. Детали машин: учебн. для студентов высш. техн. учеб. заведений. – 5-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1991. – 383 с.