Привод к шнеку-смесителю

Привод к шнеку-смесителю

Привод к шнеку-смесителю

Рекомендуемая категория для самостоятельной подготовки:

Курсовая работа*

Код92295
Дата создания2015
Страниц 43
Источников5
Файлы будут доступны для скачивания после проверки оплаты (~ 5 минут).Мы онлайн и готовы обработать ваш заказ.

Задание на курсовое проектирование 4Введение 51. Кинематический расчет привода 61.1. Определяем срок службы привода в часах 61.2. Определяем коэффициент полезного действия привода 61.3. Определяем мощность на рабочем органе привода 61.4. Определяем требую мощность двигателя 71.5. Определяем диапазон возможных передаточных отношений привода 71.6. Определяем диапазон возможных скоростей двигателя 71.7. Выбор электродвигателя 71.8. Определим угловую скорость двигателя 71.9. Определяем фактическое передаточное число 71.10.Определение частоты вращения, мощности и крутящего момента для каждого вала 82. Расчет червячной передачи 102.1. Определяем предварительно ожидаемую скорость скольжения 102.2. Выбор материала червячного колеса и червяка 102.3. Определяем число циклов перемены напряжений для колеса 102.4. Определяем допускаемые контактные напряжения для колеса 10Коэффициент долговечности 102.5. Определяем допускаемые напряжения изгиба 11Допускаемое напряжение изгиба при числе циклов N 112.6. Определяем межосевое расстояние 112.7. Геометрический расчет червячной передачи 112.8. Геометрические параметры червяка 122.9. Геометрические параметры червячного колеса 122.10. Окружные скорости 132.11. Проверка контактной прочности зубьев колеса 132.12.Определение сил в зацеплении 14Определим эквивалентное число зубьев колеса 142.13. Проведем тепловой расчет редуктора 154. Расчет ременной передачи 195. Эскизная компоновка червячного редуктора 225.1 Выполнение компоновочного эскиза редуктора 225.2. Подбор шпонок 235.3. Подбор подшипников 245.4. Подбор уплотнений 245.5. Конструирование червячного колеса 246. Расчетная схема вала редуктора 266.1. Расчет быстроходного вала 266.2. Расчет тихоходного вала 287. Проверка долговечности подшипников качения 318. Выбор и проверка прочности шпоночных соединений 349. Проверочный расчет вала 369.1 Проверочный расчет быстроходного вала 369.2 Проверочный расчет тихоходного вала 3910. Смазка редуктора 42Список использованной литературы 43

где: — допускаемое напряжение смятия (для стальных шпонок =100÷150 МПа;l, h, t1, в – конструктивные размеры шпонок (полная длина шпонки, высота шпонки, глубина паза на валу, ширина шпонки) (рис. 8.2);Т – вращающий момент, Н.мм; — диаметр вала в месте установки шпонки.Рисунок 11.1 — Основные геометрические размеры шпонок1 – Зубчатое колесо; 2 — Шпонка; 3 – Вал.9.

Проверочный расчет вала9.1 Проверочный расчет быстроходного валаОпределим коэффициент запаса усталостной прочности по формуле:где: — коэффициенты запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно; — допускаемое значение коэффициента запаса усталостной прочности (=2.5÷4).

Коэффициент запаса усталостной прочности: — по нормальным напряжениям:;- по касательным напряжениям:;где: — пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изменений напряжений изгиба и кручения: где: — предел прочности (для стали 45 = 890 МПа);;.

— амплитудные значения напряжений изгиба и кручения; — средние значения напряжений изгиба и кручения (при реверсивном режиме работы ).Для определения найдем осевой момент сопротивления:.

Для определения найдем полярный момент сопротивления:Имеем: — коэффициенты концентрации напряжений, зависят от типа концентратора и прочности материала; — коэффициент, учитывающий размер (диаметр) детали; — коэффициент, учитывающий состояния поверхности вала; — коэффициенты асимметрии цикла.

Принимаем значения коэффициентов:- коэффициенты концентрации напряжений от шпоночного паза при σв=600 МПа, — коэффициенты, учитывающие размер детали (при d =45,6 мм) , — коэффициенты, учитывающие состояние поверхности вала при отсутствии упрочняющей обработки;- коэффициенты асимметрии цикла для углеродистой стали, Коэффициент запаса усталостной прочности: — по нормальным напряжениям:;- по касательным напряжениям:;Коэффициент запаса усталостной прочности:9.2 Проверочный расчет тихоходного валаОпределим коэффициент запаса усталостной прочности по формуле:где: — коэффициенты запаса усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно; — допускаемое значение коэффициента запаса усталостной прочности (=2.5÷4).Коэффициент запаса усталостной прочности: — по нормальным напряжениям:;- по касательным напряжениям:;где: — пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изменений напряжений изгиба и кручения: где: — предел прочности (для стали 45 = 890 МПа);;.

— амплитудные значения напряжений изгиба и кручения; — средние значения напряжений изгиба и кручения (при реверсивном режиме работы ).Для определения найдем осевой момент сопротивления:Для определения найдем полярный момент сопротивления:Имеем: — коэффициенты концентрации напряжений, зависят от типа концентратора и прочности материала; — коэффициент, учитывающий размер (диаметр) детали; — коэффициент, учитывающий состояния поверхности вала; — коэффициенты асимметрии цикла.

Принимаем значения коэффициентов:- коэффициенты концентрации напряжений от шпоночного паза при σв=600 МПа, — коэффициенты, учитывающие размер детали (при d =68 мм) , — коэффициенты, учитывающие состояние поверхности вала при отсутствии упрочняющей обработки;- коэффициенты асимметрии цикла для углеродистой стали, Коэффициент запаса усталостной прочности:- по нормальным напряжениям:;- по касательным напряжениям:;Коэффициент запаса усталостной прочности:.10. Смазка редуктораВ редукторе смазыванию подлежат зубчатые зацепления и подшипники качения. Т.к. окружная скорость зубчатых колес в обоих зацеплениях превышает 1 м/с для смазывания зубьев применим картерную смазку, при которой зубья колеса второй ступени погружаются в масло и разбрызгивают его, обеспечивая смазывание зубьев всех зубчатых колес. Для предотвращения попадания продуктов износа зубьев вместе с маслом при разбрызгивании на беговые дорожки и тела качения подшипников применим раздельную смазку: для зубчатых колес – жидкое масло, для подшипников качения – пластичную смазку. При этом в расточках корпуса под подшипниковые узлы разместим мазеудерживающие кольца, предотвращающие вымывание пластичной смазки жидким маслом. Рекомендуемая вязкость масла при скорости v=3,46 м/с ϑ=118 сСт ([2], табл.8.8).Учитывая требуемую вязкость смазки, в зависимости от окружной скорости, в качестве смазки зубчатых колес редуктора примем индустриальное масло И-100А, вязкость которого составляет ϑ=90-118 сСт ([2], табл.8.10).Глубину погружения зубьев зубчатого колеса второй ступени в масляную ванну примем равной высоте зуба .Количество масла определим по формуле:Принимаем 4л.В качестве смазки подшипниковых узлов примем солидол марки УС-1, которым заполняется 1/3 камеры каждого подшипникового узла при сборке редуктора.Список использованной литературы1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин /С.А.Чернавский, Г.М.Ицкович, К.Н.Боков, И.М.Чернин, Д.В.Чернилевский. – М.: Машиностроение, 1979 г. – 351 с.2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин / А.Е.Шейнблит. – М.: Высшая школа, 1991 г. – 432 с.3. Чернин И.М. Расчеты деталей машин / И.М. Чернин.– Минск: Выш. школа, 1978 г. – 472 с.4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Высш. шк., 1998. 447 c., ил.5. Детали машин и основы конструирования./ Под ред. М.Н.Ерохина. М.: КолосС, 2005.

Список использованной литературы1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин /С.А.Чернавский, Г.М.Ицкович, К.Н.Боков, И.М.Чернин, Д.В.Чернилевский. – М.: Машиностроение, 1979 г. – 351 с.2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин / А.Е.Шейнблит. – М.: Высшая школа, 1991 г. – 432 с. 3. Чернин И.М. Расчеты деталей машин / И.М. Чернин.– Минск: Выш. школа, 1978 г. – 472 с.4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Высш. шк., 1998. 447 c., ил.5. Детали машин и основы конструирования./ Под ред. М.Н.Ерохина. М.: КолосС, 2005. Пожалуйста, внимательно изучайте содержание и фрагменты работы. Деньги за приобретённые готовые работы по причине несоответствия данной работы вашим требованиям или её уникальности не возвращаются.

* Категория работы носит оценочный характер в соответствии с качественными и количественными параметрами предоставляемого материала.

Данный материал ни целиком, ни любая из его частей не является готовым научным трудом, выпускной квалификационной работой, научным докладом или иной работой, предусмотренной государственной системой научной аттестации или необходимой для прохождения промежуточной или итоговой аттестации.

Данный материал представляет собой субъективный результат обработки, структурирования и форматирования собранной его автором информации и предназначен, прежде всего, для использования в качестве источника для самостоятельной подготовки работы указанной тематики.

Источник: https://ReferatBank.ru/market/referat/i/92295/kursovaya-privod-shneku-smesitelyu.html

Реферат: Привод к шнеку-смесителю

Привод к шнеку-смесителю

Оглавление

1.Техническое задание

2.Введение

3.Выбор электродвигателя , кинематический и силовой расчёт привода

4.Расчёт зубчатой передачи редуктора

5.Проектировочный расчёт валов редуктора

6.Конструктивные размеры зубчатой пары

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

8. Первый этап компоновки редуктора

9. Расчёт ременной передачи

10 Подбор шпонок и проверочный расчёт шпоночных соединений

11.Второй этап эскизной компоновки редуктора

12. Подбор подшипников для валов редуктора

13.Проверочный расчёт валов редуктора

14.Смазка зацепления и подшипников редуктора. Выбор сорта масла и его количества

15. Сборка редуктора

16.Список литературы

17.Оглавление

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Кинематические схемы и общие виды наиболее распространенных типов редукторов представлены на рис. 1 — 3. На кинематических схемах буквой Б обозначен входной (быстроходный) вал редуктора, буквой Т — выходной (тихоходный).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчаточервячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.

); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.

); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Одноступенчатые цилиндрические редукторы.

Из редукторов рассматриваемого типа наиболее распространены горизонтальные (рис.1). Вертикальный одноступенчатый редуктор показан на рис. 2.

Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже — сварными стальными.

При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. При серийном производстве целесообразно применять

Рис. 1. Одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими зубчатыми колесами; а — кинематическая схема; б — общий вид редуктора с косозубыми колесами

литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического

Рис. 2. Одноступенчатый вертикальный редуктор с цилиндрическими колесами: а — кинематическая схема; 6 —- общий вид

Рис.3. Сопоставление габаритов одноступенчатого и двухступенчатого

редукторов с цилиндрическими колесами при одинаковом передаточном числе и = 8,5 редуктора по ГОСТ 2185—66 uma x = 12,5. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением и (рис. 3).

Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь и < 6.

Ново-Краматорский машиностроительный завод (НКМЗ) выпускает крупные (межосевые расстояния aw = 300 — 1000 мм) одноступенчатые горизонтальные редукторы с и = 2,53 — 8,0.

Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигатели и рабочего вала приводимой) в движение машины и т.д.

Тяговая сила цепи F = 2,5 кН

Скорость перемещения смеси V = 1,5 м/сек

Наружный диаметр шнека D=450 мм

Допустимое отклонение скорости смеси δ = 5 %

Срок службы привода – 4 года

Тип редуктора

Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

где

КПД зубчатой передачи

КПД ременной передачи

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения

Значения КПД передачи:

([1], таблица 1.1)

По требуемой мощности выбираем электродвигатель 3-х фазный, коротко замкнутый, в серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения:

Электродвигатель 4Аl32S4 с номинальной мощностью 5,5 кВт и номинальной частотой вращения об/мин

Общее передаточное отношение привода:

Принимаем передаточное число редуктора: ([1], страница 36)

Передаточное число ременной передачи:

Частота вращения ведущего вала редуктора: об/мин

Угловая скорость ведущего вала редуктора:

Угловая скорость ведущего вала электродвигателя:

Угловая скорость ведомого вала редуктора:

Вращающие моменты:

Выведем все расчеты в таблицу:

IIIIII
P, кВт4,193,75
n,об/мин1455375150
T,27,51101,63238,9
рад/с152,339,315,7

4. Расчет зубчатой передачи редуктора

4.1Выбор материала и назначение термической обработки

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими свойствами.

Принимаем для шестерни и колеса сталь 45 термической обработкой – улучшение.

Твердость шестерни , а твердость колеса ([1], таблица 3.3)

4.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба.

Допускаемые контактные напряжения:

предел контактной выносливости при базовом числе циклов

Для стали твердость меньше 350 и термообработкой улучшение

коэффициент долговечности

Число циклов колеса больше чем базовое ([1], страница 33)

коэффициент безопасности

([1], страница 33)

При термообработке улучшение

Контактное напряжение для шестерни:

Контактное напряжение для колеса:

Расчетное контактное напряжение равно 428 МПа

Допускаемые напряжения изгиба:

предел выносливости (при отнулевом цикле), соответствующий базовому числу циклов.

коэффициент безопасности

(для улучшенной стали)

([1], таблица 3.9)

(для штампованной стали) ([1], страница 44)

Рассчитываем напряжения изгиба для шестерни:

Рассчитываем напряжения изгиба для колеса:

4.3 Определение параметров передачи и геометрических размеров

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

коэффициент ([1], страница 32)

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца ([1], таблица 3.1)

коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния ([1], с. 33 )

Принимаем стандартное значение

Модуль зацепления:

Принимаем стандартное значение

Число зубьев шестерни: , принимаем = 38

Число зубьев колеса:

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

Проверяем межосевое расстояние:

Диаметры вершин зубьев:

Диаметр впадины:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес:

При этой скорости назначаем 8-ую степень точности

4.4 Силы в зацеплении передачи

1) Окружная сила:

2) Радиальная сила:

4.5 Проверка контактных напряжений

Напряжение изгиба:

([1]; табл. 3,7)

([1]; табл. 3,8)

([1]; стр. 47)

коэффициент учитывающий форму зуба.

Считаем отношение:

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как отношение меньше.

Условие напряжения выполняется.

Проектный расчет валов

Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

5.1 Ведущий вал.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении учитывая напряжения ремня ременной передачи.

Принимаем стандартное значение

Диаметр вала под подшипниками принимаем: 35

5.2 Ведомый вал .

При допускаемом напряжении:

Диаметр выходного конца вала:

Принимаем

Принимаем диаметр вала под подшипниками

Принимаем диаметр вала под колесом

6. Конструктивные размеры зубчатой пары.

6.1Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены выше:

Шестерня:

6.2 Колесо кованное:

Диаметр ступицы:

Длина ступицы:

Принимаем:

Толщина обода:

Принимаем

Толщина диска:

Принимаем С=16мм.

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

Корпус:

Принимаем

Крышка:

Принимаем

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

Верхнего пояса корпуса крышки:

Нижнего пояса корпуса:

Принимаем

Диаметр болтов:

-Фундаментальных

Принимаем болты с резьбой М18

-Крепящих крышку к корпусу у подшипников:

Принимаем болты с резьбой М14

-Соединяющих крышку с корпусом

Принимаем болты с резьбой М10

9.Первый этап компоновки редуктора

Принимаем зазор между торцом ступицы и внутренней стенкой корпуса:

Принимаем

Принимаем зазор от окружностей вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса:

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники лёгкой серии, габариты подшипников по диаметру вала в месте посадки подшипников:

Условное обозначение подшипниковРазмеры (мм)Грузоподъемность (кН)
dDBC
20945851933,2
21050902035,1

([1], таблица 113)

.

8. Расчёт ременной передачи

В зависимости от частоты вращения ведущего шкива и передаваемой мощности принимаем сечение клинового ремня А.

Диаметр ведущего шкива:

Принимаем стандартный

Диаметр ведомого шкива:

Принимаем стандартный

Уточняем

Межосевое расстояние:

([1], табл.7.7)

Расчетная длина ремня:

Принимаем стандартную ([1], табл. 7,7)

Уточняем межосевое расстояние:

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на

Для облегчения одевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на , для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата ведущего шкива:

Число ремней:

— мощность на ведущем шкиве.

— мощность, передаваемая одним клиновым ремнём. ([1], табл.7.8)

-коэффициент работы (при односменной работе) ([1], табл.7.10)

— коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата. ([1], стр.135)

— коэффициент, учитывающий влияние длины ремня. ([1], табл.7.9)

— коэффициент, учитывающий количество ремней. ([1], стр.135)

Принимаем

Натяжение ветви клинового ремня:

,

Где

— коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил

Сила давления на валы:

Ширина шкивов:

([1], табл. 7.12)

10. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

10.1 Ведущий вал

Подбираем шпонку для вала для шкива

Сечение шпонки:

Глубина паза вала:

Длина шпонки: (при ширине шкива 63мм), крутящий момент на ведущем валу редуктора

— для чугуна

Во всех случаях условие прочности выполняется, следовательно принимаем выбранные шпонки.

11. Второй этап эскизной компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колёса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов.

Конструируем узел ведущего вала:

Для фиксации шестерни на валу с одной стороны на нем предусмотрен бурт, с другой стороны втулка, которая с торца фиксируется подшипником.

Конструирование ведомого вала аналогично конструированию ведущего вала.

12. Подбор подшипников для валов редуктора и проверка их долговечности

Ведущий вал:

Определяем реакции опор:

1) В горизонтальной плоскости:

2) В вертикальной плоскости:

Проверка:

Суммарные реакции:

Вертикальная плоскость:

В горизонтальной плоскости:

Рассчитываем наиболее нагруженный подшипник В

Эквивалентная нагрузка по формуле:

V=1 — коэффициент при вращении внутреннего кольца.

R – суммарная реакция

— коэффициент безопасности ([1], табл.9.19)

— температурный коэффициент при 100градусах Цельсия. ([1], табл.9.20)

Расчётная долговечность, млн.об.

Расчётная долговечность, ч

Ведомый вал:

Определяем реакции опор:

В горизонтальной плоскости:

В вертикальной плоскости:

Проверка:

Суммарные реакции:

Строим эпюры:

В вертикальной плоскости:

В горизонтальной плоскости:

Рассчитываем более нагруженный подшипник А

Расчётная долговечность, млн.об. Расчётная долговечность, ч

13. Проверочный расчёт валов редуктора

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому.

Производим расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.

13.1 Вал-шестерня

Материал вала тот же, что и для шестерни: сталь 45с термической обработкой – yнормализация.

предел прочности

предел текучести

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение А-А.

Это сечение на выходном конце вала рассчитываем на кручение и изгиб.

Амплитуда и среднее напряжение цикла:

эффективный коэффициент концентрации. ([1], таблица 8.5)

масштабный фактор. ([1], таблица 8.8)

коэффициент. ([1], страница 166)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Среднее напряжение цикла:

Амплитуда нормальных напряжений цикла:

изгибающий момент в сечении А-А

эффективный коэффициент концентрации. ([1], таблица 8.5)

масштабный фактор. ([1], таблица 8.8)

коэффициент. ([1], страница 166)

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение Б-Б

Концентрацию напряжения вызывает напресовка подшипника.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

([1], таблица 8.7)

коэффициент. ([1], страница 166)

изгибающий момент в сечении Б-Б

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

([1], таблица 8,7)

коэффициент. ([1], страница 166)

Амплитуда и среднее напряжение цикла:

Результирующий коэффициент запаса прчности:

13.2 Ведомый вал

Материал вала – сталь 45, нормализованная.

предел прочности

Пределы выносливости:

Сечение В-В

Это сечение на выходном конце вала. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Амплитуда и среднее напряжение цикла:

эффективный коэффициент концентрации. ([1], таблица 8.5)

масштабный фактор. ([1], таблица 8.8)

коэффициент. ([1], страница 166)

Результирующий элемент запаса прочности:

Сечение С-С

Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена наприсовкой подшипника.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

([1], таблица 8.7)

Результирующий элемент запаса прочности:

Сечение Д-Д

Концентрация напряжений в этом сечении обусловлена наличием шпоночного паза.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

эффективный коэффициент концентрации. ([1], таблица 8.5)

масштабный фактор. ([1], таблица 8.8)

коэффициент. ([1], страница 166)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

эффективный коэффициент концентрации. ([1], таблица 8.5)

масштабный фактор. ([1], таблица 8.8)

Результирующий коэффициент запаса прочности:

14. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло заливаемого внутрь корпуса, до уровня обеспечивающего погружение колеса примерно на высоту зуба.

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости .

Рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна ([1], табл10.8)

Принимаем масло индустриальное марки И-30А ([1], табл10.10)

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1 ([1],табл. 9.14)

15. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора чательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочными чертежом редуктора, начиная с узлов валов.

На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до .

И напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники; предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Затягивают болты крепящие крышку к корпусу.

В подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачивание валов, отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки).

Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют его.

Затем ввертывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и пробковый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данной курсовой работе я рассчитал по всем предложенным параметрам механизм шнека-смесителя. Изучил методы расчёта и конструирования деталей и узлов машин общего назначения. Приобрёл представление о существующих классификациях, о порядке проектирования машин и узлов деталей, узнал общие и специальные методы расчётов. Определил, что данный механизм является:

-надёжным

-работоспособным

-производительным

-экономичным

-металлоемким

-прост и безопасен в обслуживании

-удобен в сборке и разборке.

Детали в механизме соответствуют главному критерию работоспособности – прочность, то есть способность детали сопротивляться разрушению или возникновению не допустимых пластических деформаций.

16. Литература

1.Чернавский С.А. “Курсовое проектирование по деталям машин”.

2. Шейнблит А.Е. “Курсовое проектирование по деталям машин”.

Источник: https://www.bestreferat.ru/referat-310025.html

Проектирование привода к шнеку-смесителю

Привод к шнеку-смесителю

1  Задание и условия эксплуатации

1.1Задание

1.2 Условия эксплуатации

Ресурсмашинного агрегата определяется по формуле

,

где  Lh–ресурс агрегата, ч;

LГ – срокслужбы агрегата, годы;

tспродолжительностьсмены, ч;

Lcчисло смен.

Работав одну смену, режим работы – нормальный, продолжительность смены tс = 8 ч.

.

Приняввремя простоя агрегата 15% от ресурса, получим

.

Рабочийресурс агрегата принимаем Lh= 20×103 ч.

Результатырасчетов сводим в таблицу 1.1.

Таблица1.1 – Условия работы и ресурс агрегата

Место установкиLГ, годыtс, чПростой механизмаLh, чРежим работы
цех81815%20×103Нормальный

2 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовойрасчет привода

2.1Определяем общий кпд привода по формуле

,

где h1— кпд муфты;

        h2— кпд закрытой червячной передачи;

        h3— кпд открытой ремённой передачи;

        h4 — кпд пары подшипников качения.

Потаблице 2.2 [1, стр. 40] назначаем следующие значения КПД элементов двигателя: η1= 0,98; η2 = 0,85; η3 = 0,97;η4 = 0,993.

.

2.2Определяем мощность на валу рабочей машины по формуле

,

где  Рм –мощность на валу рабочей машины, кВт;

F– тяговая сила шнека, кН;

        V– скоростьперемещения смеси, м/с.

.

2.3Определяем мощность электродвигателяпо формуле

,

где  Р*дв –мощность на валу рабочей машины, кВт;

Рм – мощность на валу рабочей машины, кВт;

hобщ — общий кпд привода.

.

2.4Определяем частоту вращения вала рабочей машины по формуле

,

где  nм  – частотавращения вала рабочей машины, об/мин; 

V– скорость перемещения смеси, м/с;

D – диаметртарелки питателя, мм.

.

2.5 По таблице К9 [1, стр. 384] выбираем электродвигатель  4АМ100L4У3,  для  которого   = 1430об/мин  и  Рд = 4,0 кВт.

2.6Определяем передаточное число привода по формуле

,

где  nд  –  частотавращения вала двигателя, об/мин;

nм –  частота вращения валарабочей машины, об/мин.

.

2.7Определим передаточные числа ступеней привода

Принимаемпередаточное число закрытой передачи u2 = 10, тогдапередаточное число открытой передачи найдем по формуле

,

.

2.8Определяем мощности Рi, кВт, на валахпривода по формулам

,

,

,

,

,

,

.

2.9Определяем частоты вращения ni, об/мин,и угловые скорости ωi,  рад/с, валов привода

                    .                                  ,

                                                                      .

                    ,                                      ,

                    .                      .

                    ,                                   ,

                    .                       .

                        .                                   .

2.10Определяем крутящие моменты на валах привода по формуле

,

где  Ti – крутящиемоменты на валах, Н·м;

Pi– мощности на валах, кВт;

ωi – угловая скорость вращения валов, рад/с.

,

,

,

.

Результатырасчетов сводим в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 – Кинематическиеи силовые параметры привода

Тип передачиПередаточное число,uЧастота вращения,об/минУгловая частота,рад/сМощность,кВтКрутящий момент, Н·м
n1n2ω1ω2Р1Р2Т1Т2
Ременная передача2,321430616,38149,6764,54,03,8526,7359,7
Червячная передача10616,3861,664,56,43,853,2559,7507,8

3 Расчет открытой плоскоременной передачи

3.1Проектировочный расчет

             3.1.1 Определяемдиаметр ведомого шкива

             Из условиядолговечности для проектируемых кордшнуровых ремней d1≥ 70δ,мм, определяем

,

.

Полученноезначение d1 , мм,округляем до ближайшего стандартного значения по табл. К40 [1,стр. 426]:

.

3.1.2Определяем диаметр ведомого шкива d2 , мм

,

где  u1 –                                передаточное число открытой передачи [см. табл. 2.1];

        ε= 0,02 –коэффициент скольжения.

.

Полученноезначение d2 , мм,округляем до ближайшего стандартного значения по табл. К40 [1,стр. 426]:

.

3.1.3Определяем фактическое передаточное число uф и определяем его отклонение Δuот заданного u по формулам

,

,

,

.

3.1.4Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм

,

.

3.1.5Определяем расчетную длину ремня l, мм

,

.

Полученноезначение l, мм,округляем до стандартного значения

.

3.1.6Уточняем значение межосевого расстояния a, мм, постандартной длине l

,

.

3.1.7 Определяем угол охвата ремнем ведущего шкива α1,град, по формуле

,

.

3.1.8 Определяем скорость ремня v,м/с, по формуле

,

где  [v]= 35 м/с – допускаемая скорость.

.

3.1.9Определяем частоту пробегов ремня U, с-1

,

где  [U]= 15 c-1 – допускаемаячастота пробегов;

v – скоростьремня, м/с;

l –стандартная длина ремня, м.

.

3.1.10Определяем окружную силу, передаваемую ремнем

,

где  Ft – окружнаясила, передаваемая ремнем, H;

Pд – номинальная мощность двигателя, кВт [см. табл. 2.1];  

v – скоростьремня, м/с.

.

Источник: https://vunivere.ru/work38989

Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю

Привод к шнеку-смесителю

СОДЕРЖАНИЕ

Техническое задание

Введение

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

3. Расчет цепной передачи

4. Проектировочный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры зубчатой пары редуктора

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7. Первый этап компоновки редуктора

8. Подбор подшипников для валов редуктора

9. Второй этап эскизной компоновки редуктора

10. Подбор муфты

11. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений

12. Проверочный расчет на сопротивление усталости вала редуктора

13. Выбор посадок основных деталей редуктора

14. Смазка зацепления и подшипников редуктора

15. Сборка редуктора

Список используемых источников

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор для привода к шнеку−смесителю

1−электродвигатель; 2− муфта; 3−редуктор цилиндрический косозубый; 4−цепная передача; 5−загрузочный бункер; 6−шнек; I- вал двигателя; II- ведущий вал редуктора; III- ведомый вал редуктора; IV− вал рабочей машины.

Рисунок 1 — Схема привода

Исходные данные:

Тяговая сила шнека F=2,2 кН;

Наружный диаметр шнека D=550 мм;

Скорость перемещения смеси v=1,0 м/с;

Угол наклона передачи Q=60º

Редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства с нереверсивной передачей;

Нагрузка с лёгкими толчками;

Срок службы привода L= 6 лет

ВВЕДЕНИЕ

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей народного хозяйства, т.к. основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения.

Для повышения эксплуатационных и качественных показателей продукции необходимо совершенствование и развитие конструкций современных машин.

Редуктор – это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённых в отдельный закрытый корпус. Служит для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Проектируемый редуктор – цилиндрический, косозубый одноступенчатый с вертикальным расположением валов редуктора в пространстве. Двигатель соединен с редуктором при помощи муфты. Для соединения выходного вала редуктора с рабочим шнека-смесителя предусмотрена цепная передача.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТЫ ПРИВОДА

Определяем общий КПД привода

ŋ общ. = ŋц .п∙ ηм∙ ŋцеп..п. ŋ2 п.к.

Согласно таблице 1 /2/

ŋцеп.п. = 0,92 – КПД цепной передачи

ŋц.п. = 0,97 – КПД цилиндрической передачи

ŋпк = 0,99 – КПД пары подшипников

ηм. . = 0,98_ __ КПД муфты

ŋ = 0,93∙ 0,97∙ 0,992 ∙0,98 = 0,857

Определяем требуемую мощность на валу шнека−смесителя

Ртр. =F,v=2.2·1,0=2,2 кВт

Определяем частоту вращения вала шнека−смесителя

nном = = =34,74 об/мин

Определяем требуемую мощность двигателя

Ртр. =

Выбираем двигатель 4АМ112МВ8У3 мощность 3,0 кВт, синхронной частотой вращения 750 об/мин

nном = 700 об/мин dдв = 32 мм.

Общее передаточное число

uобщ =

Выбираем для редуктора стандартное передаточное число u = 5, тогда для цепной передачи

uцеп =

Определяем частоты вращения и угловые скорости всех валов привода

nдв =nном = 700 мин-1

nдв =nном = 700 мин-1

Определяем мощность на всех валах привода.

Ведущем валу редуктора:

Р1 = Ртр. ∙ηп. ∙ηм = 2,567∙0,98∙0,99 = 2,491 кВт

Ведомом валу редуктора:

Р2 = Р1 ∙ ŋц.п ∙ηп к.. = 2,491 ∙ 0,97 ∙0,99 = 2,392 кВт

Выходном валу привода:

Р3 = Р2 ∙ ηцеп.п. = 2,392∙ 0,92 = 2,2 кВт

Определяем крутящие моменты на валах:

Результаты расчёта предоставляем в виде таблицы.

Таблица 1.1 — Силовые и кинематические параметры привода.

ПараметрВал
двигателяведущий (быстроходный)редуктораведомый (тихоходный) редукторарабочей машины
Мощность Р, кВт2,5672,4912,3922,2
Частота вращения n, об/мин70070014034,74
Угловаяскорость w, 1/с73,2773,2714,653,64
Вращающий момент Т, Нм3534163,3604,4

Определим ресурс привода.

Принимаем двухсменный режим работы привода тогда

Lh =365·Lг ·tc ·Lc =365·6·2·8=35040 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Тогда

L΄h = Lh ·0,85=35040·0,85=29784 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем Lh =30·103 ч.

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Выбор материала и назначение термической обработки

Выбираем марку стали – 40Х для шестерни и колеса, термообработка с улучшением.

Для шестерни:

НВ1 =269…302 = 285,5;

Для колеса:

НВ2 = 235…262 = 248,5;

По таблице 3.2 (2)

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Определяем допускаемое контактное напряжение

Где −Кнl =1-коэффициент безопасности при длительной работе;

−[σн0 ]-допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости базового числа циклов напряжений зубьев NH 0 .

Расчетное допускаемое напряжение

[σH ]=0,45∙([σH 1 ]+[σH 2 ])=0,45(580,9+514,3)=493 МПа

Определяем допустимые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса раздельно

Шестерня:

Где

2 =1,03∙НВ2ср =1,03∙248,5=256МПа

1 =1∙294=294МПа

2 =

Где−К FL = 1- коэффициент безопасности при длительной эксплуатации.

− [σF 0 ]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов напряжений NF 0 .

Определение параметров передачи и геометрических размеров колес

Принимаем расчетные коэффициенты:

— коэффициенты ширины венца колеса относительно межосевого расстояния (с.355 [3]) Ψа =b2 /aω =0,4;

— коэффициенты ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ψd =b2 /d1 =0,3 ·Ψаω (u1 +1)=0,3· 0,4(4+1)=0,6 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев для прирабатывающихся цилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки КНβ =1.

Определяем межосевое расстояние передачи:

принимаем по ГОСТ 2144-76 aω =112 мм.

Определяем предварительные размеры колеса:

делительный диаметр

;

ширина венца

b2 = Ψа ּaω =0,4ּ112=45 мм.

Определяем нормальный модуль зубьев:

принимаем по ГОСТ9536-60 mn =1,5 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º

Определяем число зубьев шестерни

Принимаем z1 =24

Число зубьев колес:

z2= z1* u=24∙5=120

Фактический угол наклона зубьев:

β=arcos[(z1 +z2 )∙mn /(2aw )]=arcos[(24+120)∙1,1/(2∙112)]=15o 20’

Определяем основные геометрические размеры передачи:

диаметры делительных окружностей

d1 =mּn z1 /cosβ= 1,5∙24/0,96428 =37,33 мм

d2 =mn z2 //cosβ=1,5∙120/0,96428 = 186,67 мм

проверяем межосевое расстояние

;

диаметры окружностей вершин зубьев

dа1 = d1 +2ּmn =37,33+2ּ1,5=40,33 мм,

dа2 = d2 +2ּmn =186,67+2·1,5=189,67 мм;

диаметры окружностей впадин зубьев

df 1 = d1 -2,4ּm = 37,33−2,4ּ1,5= 33,73 мм,

df 2 = d2 -2,4ּm = 186,67−2,4ּ1,5=183,07 мм;

ширина венцов

b2 = Ψа ּaω =0,4∙112=44,8 мм

принимаем b2 = 45 мм

b1 = b2 +2…5=45+2…5 = 47…50 мм.

принимаем b1 = 50 мм

Силы в зацеплении передачи

Определяем окружную силу в зацеплении:

.

Определяем радиальную силу в зацеплении:

Fr 1 =Ft 1 ּtgαω /cosβ= 1750∙tg20/0,96428 =660 H

Определяем осевую силу в зацеплении:

Fа1 =Ft 1 ּtgβ=1750•0,2746=481 Н

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

Определяем кружную скорость колес:

,

Принимаем 8ю степень точности передачи (табл.4.2 [2])

Уточняем коэффициенты:

-коэффициенты ширины венца колеса Ψd =b2 /d1 =45/37,33=1,205

— коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) КН β =1,06 и КF β =1,2

— коэффициент динамической нагрузки (с.89 и 90[3])

КН v =1,03 и KFV = 1.08

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кнά =1,05

KFα =0,91

Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев:

Источник: https://zinref.ru/000_uchebniki/02800_logika/011_lekcii_raznie_52/1446.htm

Спроектировать привод к шнеку-смесителю

Привод к шнеку-смесителю

     Министерство образования и науки Российской Федерации

    Федеральное агентство по образованию

    Государственное образовательное учреждение

    высшего профессионального образования

    «Комсомольский-на-Амуре государственный технический университет» 

    Факультет самолетостроительный

    по дисциплине «Детали машин и основы проектирования»

    Спроектировать привод к шнеку-смесителю           

      Студент группы 7ТС-1                                            Пунченко П.А.

    Руководитель проекта                                              Ступин А. В.        

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию 

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Комсомольский-на-Амуре государственный технический университет» 

Кафедра «Машины и аппараты химических производств» 

____2009 /2010____  учебный год _____6_____  семестр   

УТВЕРЖДАЮ

Заведующий кафедрой МАХМ ___________ А.В. Ступин

                   «____»  __________________  2009 года      

Техническое задание на курсовое проектирование

по Деталям машин и основам конструирования 

Задание 11. Спроектировать привод к цепному конвейеру 

    Требуется:

  1). Выбрать электродвигатель. Определить  кинематические и силовые характеристики привода

  2) Рассчитать открытую и закрытую  передачи. Выполнит тепловой расчет  червячной передачи.

  3) Провести расчет валов на прочность  и жесткость.

  4) Выбрать подшипники по динамической  грузоподъемности.

  5) Разработать:

  – чертеж общего вида привода;

  – сборочный чертеж червячного редуктора;

  – сборочный чертеж приводного вала;

  – рабочие чертежи деталей (вала-червяка, червячного колеса, вала тихоходного; крышки подшипника).

 

Вариант12345678910
Мощность  Р, кВт1,54,55,56,07,08,510,013,514,016,0
Частота вращения приводного вала п, об/мин45506570808595759060
Срок  службы привода LГ, годы5758968756
Коэффициент годового использования kг0,850,750,850,950,850,950,850,750,850,95
Коэффициент суточного использования kс0,950,650,550,850,650,550,650,750,850,55

 

Вариант __1__ 

Задание выдано студенту  _____________М.М. Червонному___________ 

Руководитель проекта  ______________________________ А.В. Ступин

 

     1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой

        расчет привода 

     Определяем общий КПД привода:

,

где – общий КПД привода;

      – КПД закрытой червячной передачи;

      – КПД открытой цепной передачи;

      – КПД пары подшипников качения;

      – КПД муфты.

     По таблице 2.2 [1] назначаем следующие значения КПД элементов привода: .

.

     Определяем требуемую мощность электродвигателя , Вт:

,

где – мощность на валу рабочей машины, Вт.

.

     Определяем общее передаточное число привода:

,

где – общее передаточное число привода;

      – передаточное число червячной передачи;

      – передаточное число цепной передачи.

     По таблице 2.3 [1] предварительно назначаем передаточное число червячной передачи ; передаточное число цепной передачи .

.

     Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя:

,

где – требуемая частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

    – частота вращения вала рабочей машины, об/мин.

.

     По найденным значениям и по таблице К9 [1] выбираем электродвигатель 4АМ100L6У3, мощность которого кВт, частота вращения вала об/мин. 

     Уточняем общее передаточное число привода:

,

.

     Принимаем передаточное число червячной передачи . Уточняем передаточное число цепной передачи:

;

.

     Определяем частоты вращения , об/мин, и угловые скорости , рад/с, валов привода:

;

;        ;

;        ;

;        ;

;        ;

     Определяем мощности , Вт, на валах привода:

;

;

;

.

     Определяем крутящие моменты , Н·м, на валах привода:

;

;

;

;

.

     Результаты расчета кинематических и силовых параметров привода сводим в таблицу 1. Данные параметры являются исходными данными для проектного расчета закрытой червячной и открытой цепной передач. 

Таблица 1 – Кинематические и силовые параметры привода

ПередачаПередаточное

число

Частота

вращения,

об/мин

Угловая скорость, об/минМощность, ВтКрутящий  момент,

Н·м

Червячная10,595090,599,49,4622001751,222,11181,2
Цепная290,545,239,464,731751,21655,3181,2339,1

     2 Расчет закрытой червячной передачи 

     2.1 Выбор материала 

     В зависимости от передаваемой мощности выбираем в качестве материала червяка сталь 40Х, которая имеет следующие механические характеристики (таблица 3.2) [1]: твердость 435 НВ, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ, предел текучести Н/мм2, предел прочности Н/мм2.

     Материал червячного колеса выбирается в зависимости от скорости скольжения , м/с:

,

где – частота вращения червяка, об/мин;

    – крутящий момент на валу червячного колеса, Н·м.

.

     В качестве материала зубчатого венца червячного колеса принимаем бронзу БрА9Ж3Л (вторая группа материалов с ), для которой Н/мм2, Н/мм2. 

     2.2 Расчет допускаемых напряжений 

      Работоспособность передач с червячными колесами из безоловянистых бронз и чугуна при > 300 МПа ограничена обычно заеданием. Для таких передач допускаемое напряжение , МПа, определяется только от скорости скольжения. Для безоловянистых бронз

,

где – допускаемое напряжение, соответствующее базовому числу циклов перемен напряжений, МПа.

     Для цементируемого червяка  МПа; для червяка, закаленного токами высокой частоты (ТВЧ) МПа.

.

      При изготовлении червячного колеса из материалов второй группы ( м/с) допускаемое напряжение на выносливость при изгибе , МПа, для нереверсивной передачи определяется по формуле

,

где – коэффициент долговечности по напряжениям изгиба, определяемый по формуле

,

где – базовое число циклов перемен напряжений;

         – эквивалентное число циклов перемен напряжений.

Источник: https://www.stud24.ru/technology/sproektirovat-privod-k-shnekusmesitelju/55708-188899-page1.html

Refy-free
Добавить комментарий