Проектирование привода к шнеку (стр. 2 из 4)

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка:

мм

диаметры вершин зубьев:

диаметры впадин зубьев:

- 2,5 m_n = мм

-2,5 m_n= мм

ширина колеса b₂=ψ_baa_w=

мм;

ширина шестерни b₁=b₂+5мм =

мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ψ_bd=

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки K_H=K_HβK_HαK_Hν;

K_Hβ=1,08; K_Hα=1,08; K_Hν=1,0

K_H=1,08∙1,08∙1,0=1,166

Проверка контактных напряжений

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки K_F=K_FβK_Fν. При ψ_bd=0,78, твердости HB≤350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fβ=1,17, K_Fν=1,3.K_F=1,17∙1,3=1,52; Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_ν:

у шестерни

у колеса

Y_F1= 3,64 Y_F2=3,60

Допускаемое напряжение

;

Для шестерни

МПа; для колеса МПа. [S_F]=[S_F]'[S_F]"- коэффициент безопасности, где [S_F]'=1,75, [S_F]"=1. Следовательно, [S_F]=1,75.

Допускаемое напряжение:

для шестерни

для колеса

Находим отношения

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. Определяем коэффициенты Y_βи K_Fα:

для средних значений коэффициента торцового перекрытия ε_α=1,5 и 8-й степени точности K_Fα=0,92

Проверяем прочность зуба колеса:

МПа <[σ_F2] =206МПа.

Условия прочности выполняются.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

3.1 Быстроходный вал

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ_к]=25 МПа

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_в1.

d_в1= (0,75…1,15) d_дв =(0,75…1,15) *38 =(28,5…43,7)мм

У подобранного электродвигателя диаметр вала d_дв =38мм.

Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d_дв =38мм, и d_в1 =35мм. Примем под подшипниками

d_п1 = d_в1 +5=35+5=40мм ,

d_пер =

мм, d_f1 =60,88мм, d₁=64мм, d_а1=66,5 мм.

Рисунок 3.1– Конструкция ведущего вала

3.2 Тихоходный вал

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [τ_к]=20 МПа.

Диаметр выходного конца вала

Принимаем ближайшее большее значение d_в2=35 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = d_в2 +5=35+5=40мм, под зубчатым колесом

d_к2 = d_п2 +5=40+5=45мм, d_пер = d_к2 +5=50мм.

Рисунок 3.2 – Конструкция ведомого вала

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом; d₁ = 64мм; d_а1 = 66,5мм; d_f1=60,88мм; b₁ =50 мм;

Колесо кованое d₂ =160 мм; d_a2 = 162,5мм; d_f2 = 156,88мм; b₂ = 45мм.

Диаметр ступицы d_ст = 1,6d_к2 = 1,6*45=72мм; длина ступицы l_cт = (1,2÷1,5) d_к2 =(1,2÷1,5)·45=54÷67,5 мм, принимаем l_cт =65мм.

Толщина обода δ₀ =(2,5 ÷ 4)m_n = (2,5 ÷ 4)·1,25=3,125÷5мм, принимаем δ₀ = 8 мм.

Толщина диска С = 0,3 ∙ b₂ = 0,3·45=13,5мм, принимаем С = 14 мм

5. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: δ = 0,025a_w+1 = 0,025·112+1=3,8 мм, принимаем δ = 8 мм; δ₁ = 0,02а_w + 1 = 0,02·112 + 1=3,24 мм, принимаем δ₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 δ = 1,5·8=12мм; b₁ = 1,5 δ₁ = 1,5·8=12мм;

нижнего пояса корпуса

p = 2,35 δ = 2,35·8=18,8мм; принимаем p = 19 мм.

Диаметры болтов:

фундаментных d₁=(0,03 ÷ 0,036)a_w+12=(0,03 ÷ 0,036)·112 +12=15,36 ÷16,03мм; принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников d₂=(0,7÷0,75)d₁=(0,7÷0,75)·16=11,2÷12 мм ; принимаем болты с резьбой М 12;

соединяющих крышку с корпусом d₃=(0,5÷0,6)d₁= (0,5÷0,6)·16=8÷9,6мм; принимаем болты с резьбой М10.

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке Т₂ = 133,55·10³Н∙мм.

Передаточное число было принято ранее u_ц =3,22

Число зубьев: ведущей звездочки z₃=31-2u_ц =31-2·3,22=24,56;

ведомой звездочки z₄= z₃u_ц =25·3,22=80,5.

Принимаем z₃=25 и z₄ =81

Тогда фактическое

u_ц =

Отклонение

% = -0,621%, что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки

K_э=k_дk_аk_нk_рk_смk_п=1·1·1·1,25·1·1=1,25,

где k_д =1- динамический коэффициент при спокойной нагрузке; k_а =1 учитывает влияние межосевого расстояния; k_н =1- учитывает влияния угла наклона линии центров; k_р учитывает способ регулирования натяжения цепи; k_р=1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; k_см=1 при непрерывной смазке; k_п учитывает продолжительность работы в сутки, k_п=1

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. Ведущая звездочка имеет частоту вращения

n₂ =387,2об/мин. Среднее значение допускаемого давления при n ≈ 400об/мин [p] =19 МПа.

Шаг однородной цепи (m= 1)

Подбираем по ГОСТ 13568-75, t =19,05 мм; разрушающая нагрузка Q ≈ 31,8кН; масса q =1,9кг/м; А_оп =105,8 мм².

Скорость цепи

м/с.

Окружная сила

Давление в шарнире проверяем по формуле

Уточняем допускаемое давление [p]=20 [1+0,01(z₃-17)]= 20[1+0,01(25-17)]=21,6 МПа. Условие p < [p] выполнено.

Определяем число зубьев цепи:

где

;