Содержание

1. Кинематический расчет привода……………………………………….4

2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений при расчете червячной передачи…………………………………………………………7

3. Расчет передачи……………………………………………………………9

4. Определение диаметров валов…………………………………………..17

5. Подбор подшипников качения…………………………………………..18

6. Расчет валов……………………………………………………………….23

Список литературы…………………………………………………………27

1. Кинематический расчет привода

1. Определяем мощность на ведомом валу привода по формуле:

где F =2500 Н – окружная сила на барабане;

v =0,85 м/с – скорость движения ленты.

2. Ориентировочное значение КПД редуктора определяется по формуле:

Принимаем по рекомендациям табл. 1.2 [1] КПД червячной передачи η=0,8, КПД соединительной муфты η=0,98, потери в одной паре подшипников η=0,99. Тогда КПД привода будет:

Принимаем

1.3. Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

1.4. Частота вращения ведомого вала привода определяется по формуле:

где v =0,85 м/с – скорость движения ленты;

D_б=355 мм – диаметр барабана.

1.5. По табл. 1.1 [1] выбираем двигатель трехфазный асинхронный по ГОСТ 19523-81(исполнение закрытое обдуваемое). Принимаем двигатель типа 4А112МВ8 с синхронной частотой вращения n=750 об/мин, для которого Р_эд= 3,0 кВт, n_эд=709 об/мин.

1.6. Определяем передаточное отношение редуктора по формуле:

1.7. Так как привод редуктора состоит из одной червячной передачи, передаточное отношение редуктора равно передаточному отношению червячной передачи:

Принимаем передаточное отношение из стандартного ряда по ГОСТ 8020-56

КПД редуктора

1.8. Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода.

Частота вращения вала определяется по формуле:

Угловая скорость вала определяется по формуле:

Ведущий вал редуктора ( червяк):

Ведомый вал редуктора (червячное колесо):

1.9. Определяем мощности и крутящие моменты вращения на валах привода.

Ведущий вал (червяк):

Ведомый вал:

1.10. Данные, полученные в результате расчетов, сведем в таблицу 1.1.

Таблица 1.1.

	вал привода	n, мин-1.	Р, кВт	Т, Н∙м
Ведущий вал (червяк)	1	709	2,352	31,7
Ведомый вал– вал червячного колеса	2	44,3	2,282	491,9
	uред	16

2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений при расчете червячной передачи

Основной причиной выхода из строя зубьев передач является повреждение зубчатых венцов в результате изнашивания и поломок зубьев. Разрушение активных поверхностей зубьев обусловлено действием контактных напряжений. Поломка зубьев (усталостный излом) возникает из-за больших перегрузок ударного действия или от действия переменных напряжений в течение длительного срока службы. Предотвращение преждевременных выходов из строя червяков обеспечивается расчетом на контактную усталость активных поверхностей и на усталость при изгибе.

Основным материалом для изготовления червяков служат легированные или углеродистые стали. Выбор марки стали зависит от назначаемой термической обработки червяка и его габаритных размеров. Нелинейчатые и эвольвентные червяки обычно изготавливают с твердыми (≥HRC45) цементированными или закаленными по поверхности шлифованными и полированными витками.

Принимаем для червяка сталь 45, термообработка – закалка, твердость не менее HRC 45 с последующим шлифованием (стр.7 [2]).

Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии примем для венца червячного колеса оловянно-фосфористую бронзу марки Бр.ОФ 10-1, способ отливки – в металлическую форму(табл. 1.1 [2]).

Расчеты зубчатых передач на усталость выполняют по допускаемым контактным _Н и изгибным _F напряжениям.

В червячной паре менее прочным элементом является изготовленное из бронзы червячное колесо, размеры которого устанавливают при расчете его зубьев на прочность рабочих поверхностей и на изгибную выносливость. Критерием этой прочности является контактное напряжение, значение которого не должно превышать допустимого, определенного опытным путем. Витки червяка, изготовленные из стали, значительно прочнее бронзовых зубьев червячного колеса, в связи с чем витки червяка на прочность не рассчитываются.

Определяем циклическую долговечность передачи при нагрузке, близкой к постоянной, по формуле:

где t_Σ=24000 ч – ресурс работы редуктора.

Определяем допускаемые контактные напряжения, предварительно находя значение предела контактной выносливости поверхности зубьев по табл.5.1 [2]:

_{НО= 230 МПа}

_{и коэффициент долговечности по формуле:}

Определяем расчетный момент на колесе, предварительно приняв значение коэффициента расчетной нагрузки для передачи при умеренных колебаниях нагрузки