Монтаж конусной дробилки

б) Допускаемые напряжения изгиба.

При числе циклов нагружения червячного колеса

N  = 573 w2 Lh=573*3,998*49*103=112*106                                                      (13)

в) Коэффициент долговечности при расчёте на контактную прочность

                                                                          (14)

г) Коэффициент долговечности при расчёте на изгиб

=1                                                                    (15)

Тогда при нереверсивной передаче, при σвu = 355Н/мм2

[σ]F =0,12sBUKFL=0,12*355*1= 42,6Н/мм2                                                         (16)

3.3 Составляем табличный ответ:

Таблица №7 Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи	Марка Материала	Dпред	Термообра- ботка	HRCэ	sВ	sТ	s-1	[s]Н	[s]F
			Способ отливки		Н/мм 2
Червяк	Сталь 40Х	125мм	Улучшение, поковка	269…302НВ	900	750	410	_	_
Колесо	Чугун СЧ18	_	Отливка в землю	_	355	_	_	105	42,6

 

 

4.  РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ  ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ.

Проектный расчет.

4.1 Определить главный параметр – межосевое расстояние a W , мм

 

                                                   (17)

Где:

а) Т2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм

б) [s]Н – допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса, Н/мм2

Полученное значение межосевого расстояния a W для нестандартных передач округлить до ближайшего числа : a W=290 мм

4.2 Выбрать число витков червяка Z1

Z1 зависит от передаточного числа редуктора u ЗП  и по таблице равно:  Z1=4

Определить число зубьев червячного колеса

Z2 = Z1*u ЗП =4*12,5=50                                                                                        (18)

Определить модуль зацепления m, мм

                                                      (19)

Значение модуля округлить в большую сторону до стандартного: m = 9 мм.

Из условия жесткости определить коэффициент диаметра червяка

g » (0.212…0.25) Z 2= 0,212 *50=10,6                                                              (20)

Полученное  значение q округлить до стандартного: g=12,5(1 ряд)

Определить коэффициент смещения инструмента х

 

                                              (21)

Определить фактическое передаточное число uФ и проверить его отклонение  Du  от заданного u

 

                                     (22)

Определить фактическое значение межосевого расстояния a W, мм

 

              (23)

Определить основные геометрические размеры передачи, мм.  При корригировании исполнительные размеры  червяка не изменяются; у червячного колеса делительный d2 и начальный d W2 диаметры совпадают, но изменяются диаметры вершин d a2 и впадин d f 2

а) Основные размеры червяка

Делительный диаметр червяка d1 = q m=12,5*9=112,5 мм                             (24)

Начальный диаметр d W1 = m (q + 2x)=9 *(12,5+2*0,5)=121,5 мм                  (25)

Диаметр вершин витков d a1 = d 1 + 2 m =100+2*9=118мм                             (26)

Диаметр впадин витков  d f 1 = d 1 + 2,4 m =100+2,4*9=121,6 мм                   (27)

Делительный угол подъема линии витков       (28)  Длина нарезанной части червяка b1,

                (29)

б) Основные размеры венца червячного колеса

Делительный диаметр d2 = d W2 = m Z2=9*52=468мм                                      (30)

Диаметр вершин зубьев  d a2 = d2 + 2m (1 + x)=468 +2*9*(1+0,5)=495 мм    (31)

Наибольший диаметр колеса          (32)

Диаметр впадин зубьев d f2 = d2 – 2m (1,2 - x)=468 -2*9*(1,2-0,5)=455,4мм (33)

Ширина венца:

При Z1 = 4         b2 = 0,315 a W=0,315*290=91,35 мм                                         (34)

Радиусы закруглений зубьев: Ra = 0,5 d1 – m= 0,5*112,5-9=47,25 рад          (35)

R f  = 0,5d1 + 1,2m=0,5*112,5+1,2*9=67,05 рад

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2d:

2d=sind=sin0,804=0,016                                                                                     (36)

Угол 2d  определяется точками пересечения дуги окружности диаметром

d¢ =  d a1 - 0,5m= 118-0,5*9=113,5о с контуром венца колеса и может быть принят равным 90…120о

Дальнейшие расчеты и конструирование ведутся по фактическому межосевому расстоянию a W   и  основным размерам передачи.

Проверочный расчет.

Определить коэффициент  полезного действия червячной передачи

 

                                                                 (37)

Где g - делительный угол подъема линии витков червяка

j - угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения

                                         (38)

Проверить контактные напряжения зубьев колеса sН, Н/мм2

                            (39)

Где: а) = 2Т2*103/d2=2*1236,47*103/468=5284,06 – окружная сила на колесе, Н;

б) К – коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса

                                                                    (40)

К= 1 при v2 < 3 м/с

в) - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Н/мм2. Уточняется по фактической скорости скольжения vs (см. формулы табл. 3.6)

Проверить напряжение изгиба зубьев колеса sF , Н/мм2

                            (41)

где а) - коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице 4.10 интерполированием в зависимости от эквивалентного  числа зубьев колеса

                                                                     (42)

Здесь - делительный угол подъема линии витков червяка

в) - допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса, Н/мм2

При проверочном расчете получаются меньше , так как  нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.

Составить таблицу

Таблица №8 Параметры червячной передачи, мм

Проектный расчет
параметр	значение	Параметр	значение
Межосевое расстояние аw	290 мм	Ширина зубчатого венца колеса b2	91,35 мм
Модуль зацепления m	9 мм	Длина нарезаемой части червяка b1	120 мм
Коэффициент диаметра червяка q	12,5	Диаметр червяка: делительный d1 начальный dw1 вершин витков d a1 впадин витков d f 1	112,5 мм
Делительный угол витка червяка , град.	17,74 град		121,5 мм 118 мм 121,6 мм
Угол обхвата червяка венцом колеса , 2 град.	0,016 град	Диаметр колеса: делительный d2 = d w2 вершин зубьев  d a2 впадин зубьев d  f 2 наибольший  d ам2	468 мм
Число витков червяка	4		495 мм
Число зубьев колеса	50		455,4мм 504 мм

 

 

Проверочный расчет
параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Коэффициент полезного  действие	0,8	0,82	9%
Контактные напряжения s Н , Н/мм2	104,9	105	9%
Напряжение изгиба sF,  Н/мм	6,3014	42,6	13%

 

 

5. РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ  ПЕРЕДАЧИ.

Проектный расчет.

Определить диаметр ведущего шкива d 1 , мм.

Из условия долговечности для проектируемых кордшнуровых ремней

d 1 = (35…70)d=(35…70)*2,8=98…196                                                           (43)

где толщину ремня d, мм, выбрать по табл.

Полученное значение  d 1 округлить до ближайшего стандартного по табл. К 40.

d 1=150 мм

Определить диаметр ведомого шкива d 2 , мм

                                                      (44)

Где u – передаточное число ременной передачи (см. табл. 2.5);

e = 0,01…0,02 – коэффициент скольжения. Полученное значение d 2 округлить до ближайшего стандартного по табл. К40.

d 2=300 мм

Определить фактическое передаточное число u ф и проверить его отклонение Du  от заданного u

                                                                 (45)                                           (46)

Определить ориентировочное межосевое расстояние a, мм

а ³ 1,5 (d 1 + d 2) ³1,5*(150+300)=675 мм                                                          (47)

Определить расчетную длину ремня L, мм

         (48)

Полученное значение принять по стандарту: L =2500 мм

Уточнить значение межосевого расстояния а по стандартной длине L

 
                 (49)

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения a на 0,01L=0,01*2500=25мм для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения a на 0,025L=0,025*2500=62,5мм.

Определить угол обхвата ремнем ведущего шкива a 1, град

                                             (50)

Угол a 1 должен быть ³ 150о

Определить скорость ремня V, м/с

                                                   (51)

Где d1 и n1 -  соответственно диаметр ведущего шкива (см. п.1) и его частота вращения (см. табл. 2.5);

[V] = 35 м/с – допускаемая скорость .

Определить частоту пробегов ремня U, с-1

U = L/V £ [V]=2,5/7,5=0,3c-1£15c-1                                                                                                           (52)

Где [U] = 15 c-1 – допускаемая частота пробегов;

L – стандартная длина ремня, м.

Соотношение  U £ [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 ч.

Определить окружную силу Ft ,Н, передаваемую ремнем

                                                                                  (53)

Где Р ном – номинальная мощность двигателя, кВт (см. табл. 2.5);

V – скорость ремня, м/с (см. п.8).

Определить допускаемую удельную окружную силу [k п], н/мм2

[k п] = [k о] Сq Сa СV Сp Сd СF=1,6*1*0,97*1*1*1,2*0,85=1,583 н/мм2          (54)

 

Где [k о] - допускаемая приведенная удельная окружная сила, Н/мм2. Определяется по табл. 5.1 интерполированием в зависимости от диаметра ведущего шкива d1;

С – поправочные коэффициенты (см. табл. 5.2).

Определить ширину ремня b, мм

                                                                            (55)

Значения d, мм; F1, Н;[k п]Н/мм2 (см. 5.1, пп. 1, 10, 11). Ширину ремня b округлить до стандартного значения:

B=200 мм

Здесь В — стандартное значение ширины шкива (см. табл. 10.23).

Определить площадь поперечного сечения ремня А, мм2

А=d b=2,8*200=560 мм2                                                                                                                         (56)

Определить силу предварительного натяжения ремня F 0 , Н

Fo =A*do=560*2=1020H                                                                                  (57)

где s 0, Н/мм2 — предварительное напряжение (см. табл. 5.1).

Определить силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей 
ремня, Н

    (58)

где Ft и Fo см. пп. 10, 14.

Определить силу давления ремня на вал Fоп, Н

                                                            (59)

где a 1  — угол обхвата ремнем ведущего шкива (см. 5.1, п. 7).

Проверочный расчет.

Проверить прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви s max, Н/мм2

s мax = s1 + sи + s V £ [s] р =2,849+1,68+0,061=4,59£8 Н/мм2                      (60)

Где:   а)s1 – напряжение растяжения, Н/мм2

                                                                   (61)

Значения Ft , Н; А, мм2; Fо, Н; Z (см. 5.1, пп. 10, 13, 14; 5.2, пп. 13, 14, 15; табл. К31);

б) sи — напряжения изгиба, Н/мм2

                                                             (62)

Здесь Е и =80...100/мм 2 — модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;

d 1, мм (см. 5.1, п. 1; 5.2, п. 3);

d, мм (см. 5.1, п. 1);

в) s V - напряжения от центробежных сил, Н/мм2

                                                   (63)

Здесь r - плотность материала ремня,  кг/м3; r =1000…1200 кг/мм3 – для плоских ремней

u , м/с  (см. 5.1, п.8; 5.2, п.10);

г)[s] р  - допускаемое напряжение растяжения, Н/мм2

[s] р  = 8 Н/мм2 – для плоских ремней

Если получится s max > [s] р , то следует увеличить диаметр d1, ведущего шкива или принять большее сечение ремня и повторить расчет передачи.

Таблица №8 Составить табличный ответ

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	плоский	Частота пробегов ремня U, 1/с	0,3 с-1
Межосевое расстояние,a	867,5 мм	Диаметр ведущего шкива d1	150 мм
Толщина ремня d	2,8 мм	Диаметр ведомого шкива d2	300 мм
Ширина ремня b	200 мм	Максимальное напряжение s max , Н/мм2	4,59 Н/мм2
Длина ремня L	2500 мм	Предварительное натяжение ремня Fo, Н	1020Н
Угол обхвата ведущего шкиваa 1,град	170о	Сила давления ремня на вал Foп,Н	1863,67Н