Проектирование привода цепного конвейера (стр. 2 из 3)
2.9 Мощности передаваемые валами привода
2.10 Крутящие моменты на валах привода
Nвала частота вращения угловая скорость мощность крутящий момент
n,
Р, кВтТ, Нм1 720 75,36 4 53
2 26,182 2,74 3,2 1167,9
36,545 0,685 3,1044531,39
3 Расчет редуктора
3.1 Выбор материала
В первом приближении оцениваем скорость скольжения
По рекомендации §9,7 и таблиц 9 и [2] назначаем материал колеса БРА Ж9-4. У данного материала σ
=200МПа ; σ 
=400МПа. Материал червяка сталь 40Х, закалка до 54HRC, витки после термообработки нужно шлифовать и полировать. При этом [σ 
]=300-25 
=214,69 МПа. По рекомендации §9.1[2] назначаем q’=16 так же принимаем z1=2, тогда z2=z1U=55>28. В рекомендуемых пределах.3.2 Определяем межосевое расстояние
Определяем модуль упругости
где,
- модули упругости материалов червяка колеса. 
,тогда межосевое расстояние
Межосевое расстояние округляем по ряду
40 и принимаем 
По формуле9.3[2] определяем модуль
Округляем до стандартного ближайшего значения m=5. Далее находим необходимый коэффициент смещения
3.3 Проверка скорости скольжения
где 
- угол подъема винтовой линии, его можно найти из выражения [2] 
по формуле 9.8 [2] 
Было принято 3,4 м/c –материал БРАЖ9-4 сохраняем. Сохраняем и [σ
].3.4 Проверка прочности по контактным напряжениям
Прочность проверяем по формуле 9.16[2]
Где α=20 ;
где 
- коэффициент динамической нагрузки. 
- коэффициент концентрации нагрузки. 
-коэффициент учитывающий уменьшение длинны контактной линии. 
-торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса. 
,тогда: 
Прочность соблюдается
3.5 Проверка прочности на изгиб
Используем формулу 9.21
Ширину червячного колеса определяем из выражения b=0.75d. Для определения диаметра окружности вершин определим
По формуле §9.7 и таб. 9.4[2] определяем допускаемые напряжения изгиба.
Зная все составляющие, проверяем прочность на изгиб.
Ранее было принято
. Таким образом запасы прочности достаточно большие.3.6 Определение основных размеров
диаметр окружности впадин червяка.
По таб. 9.1[2] ширина червяка:
Учитывая примечание таб. 9.1[2] принимаем
Определяем размеры колеса.
4 Расчет валов
4.1 Проектный расчет валов
Определяем расстояние между опорами.
длинна ступицы червячного колеса
Х=10 мм – зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками корпуса редуктора.
W=100 мм – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников. Определяем исходя из передаваемого момента Т2=1167,9 Нм. Определяем диаметр вала под шестерней.
Принимаем диаметр вала под подшипниками
4.2 Проверочный расчет тихоходного вала
Определяем силы в зацеплении.
Определим реакции в эпюрах и строим эпюры изгибающих моментов, а также эпюры крутящих моментов.
Рассмотрим реакции от сил
, действующих в вертикальной плоскости.Сума проекций
Сумма моментов
Выражаем В1
В1=Fr/2-Fad/2l=11646.06/2-13250.073/2×0.2=5581.22 H
Реакция от сил Ft и Fм действующих в горизонтальной плоскости
A2+B2+Fм-Ft=0
Сумма моментов
4.3 Расчет вала на усталостную прочность
Сечение I-I под шестерней и сечение II-II рядом с подшипником. Для I-I сечения изгибающий момент:
По таб. 15.1[2], для шпоночного паза
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении.По графику рис. 15.5[2] определяем масштабный фактор Кd=0,62
По графику рис. 15.5[2] для шлифованного вала эффективный коэффициент концентрации напряжения
.По формулам 15.4[2] с учетом 15.5 принимаем по формуле 15.6
, 
-коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. 
где
амплитуды постоянных составляющих циклов напряжений.Запас сопротивлений усталости только по изгибу.
Запас сопротивлений усталости только по кручению.
Определим запас сопротивления усталости.
Определяем запас сопротивления усталости II-II сечения, для этого определим изгибающий момент.
Напряжение изгиба.
Напряжение кручения.
Принимаем радиус галтели r=2 мм
Определим запас сопротивления усталости, но сначала найдем
r/d=0,002/0.07=0.3
- коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении. 
