Модернізація механізму товаровідтягування побутової трикотажної машини Українка-2 (стр. 5 из 12)

Крутний момент на валу електродвигуна

Н·м;

Крутний моменти на ведучому валу:

Н·м;

2.3 Розрахунок черв’ячної передачі

Вихідні дані:

Кутова швидкість черв’яка:

1;

Крутний момент на вхідному валу

Н·м;

Довговічність роботи передачі:

год;

Частота обертання черв’яка:

хв-1;

Частота обертання черв’ячного колеса:

хв-1.

Вибір матеріалу, термообробки, твердості зубців черв’яка та доступних напруг

Вибираємо для виготовлення черв’яка сталь 40X ГОСТ 4543-71;

Термообробка-гартування СВЧ;

Твердість HRC=54.

Вінець черв’ячного колеса виготовлено з бронзи Бр А10 Ж3Мq 1,5 з виливом в кокіль.

Границя витривалості

МПа;

Границя текучості

МПа.

Значення швидкості ковзання

м/с. (2.9)

Допустимі контактні напруги

МПа. (2.10)

Допустимі напруги згину

МПа. (2.11)

Допустимі максимальні контактні напруги

МПа. (2.12)

Допустимі максимальні напруги згину

МПа. (2.13)

Проектний розрахунок

Визначення числа заходів черв’яка, числа заходів зубів черв’ячного колеса

(2.14)

Визначаємо міжосьову відстань

мм; (2.15)

де

;

Н·м.

Приймаємо стандартне значення за ГОСТ 2144-76

=32 мм ([4], с.23, табл. 3.1.).

Модуль зачеплення

=(1,4...1,7)25/50=0,7...0,85 мм. (2.16)

Приймаємо

=1 мм ([4], с.24, табл. 3.2.).

Коефіцієнт діаметра черв’яка:

(2.17)

Приймаємо

мм ГОСТ 19672-74.

Розрахуємо коефіцієнта зміщення

(2.18)

x=32/1–0.5(50+14)=0.

Розрахунок параметрів черв’яка

Ділильний діаметр:

мм.

Діаметр вершин зубів:

мм.

Діаметр западин:

мм.

Розрахунок параметрів черв’ячного колеса

Ділильний діаметр:

мм.

Діаметр вершин зубів:

мм.

Діаметр впадин зубів:

мм.

Ширина вінця зубчатого колеса при

мм.

Розрахунок на міцність

МПа. (2.19)

де:

;

=121 – коефіцієнт деформації черв’яка ([4], с.26, табл. 3.2).

=0,5 – коефіцієнт режиму ([4], с.26, табл. 3.4).

=1 – швидкісний коефіцієнт ([4], с.26, п. 3.6.3).

Швидкість ковзання

м/с. (2.20)

де

– швидкість черв’яка

м/с. (2.21)

– кут підйому лінії черв’яка:

. (2.22)

Тоді

Якщо

м/с, то черв’як знаходиться в нижньому положенні.

Оскільки фактичне швидкість ковзання в черв’ячній передачі

м/с відрізняється від попередньо-визначеної м/с, визначаємо фактичне допустиму напругу для черв’ячного колеса.

МПа. (2.23)

Похибка

(2.24)

Коефіцієнт корисної дії передачі:

, (2.25)

.

Перевірка зубів черв’ячного колеса напругами згину

МПа.

де YF=1.55 – коефіцієнт форми зуба.

МПа,

2.4 Розрахунок динамічних навантажень

Недоліком відомих конструкцій приводів плосков’язальних машин є значні динамічні навантаження, що виникають під час пуску та негативно впливають як на надійність та довговічність їх роботи, так і на якість трикотажного полотна

З огляду на доцільність підвищення ефективності роботи плосков’язальних машин шляхом удосконалення конструкцій їх приводу, спрямованого на зниження динамічних пускових навантажень, є проблема розробки нових конструкцій приводів та методів їх проектування, актуальною для сучасного легкого машинобудування.

Зниження динамічних навантажень в приводі можливе за рахунок попереднього напруження його пружних в’язей, що створює плоска спіральна пружина. Необхідно, щоб обидві обертальні маси приводу, з’єднані пружиною, в період гальмування машини мали однакове прискорення.

Аналіз показує, що процес гальмування плосков’язальної машини може відбуватися за наявності одного або двох гальм. При цьому динамічна модель плосков’язальної машини з приводом, що містить засіб зниження динамічних навантажень, може бути представлена у вигляді двомасової системи (рис. 2.2).

Рис.2.2. Динамічна модель круглов'язальної машини типу: а - привід з одним гальмом; б - привід з двома гальмами

Розглянемо працездатність запропонованої конструкції приводу.

Динамічні умови рівноваги мас системи мають такий вигляд:

(2.26)

(2.27)

де

і, – момент інерції відповідно першої (сумарний момент інерції ротора електродвигуна і гальма) та другої (сумарний момент обертових мас механізмів машини та другого гальма) мас системи;

, – кути повороту відповідно першої та другої мас системи при гальмуванні; – гальмівний момент гальма;

– момент сил пружності пружини;

– сумарний момент сил опору механізмів машини;

– жорсткість пружної в’язі системи (жорсткість пружини). Використовуючи рівняння (2.26), (2.27), одержуємо:

(2.28)

(2.29)