Курсовая работа: Проектирование мотор-редуктора

, Коэффициент долговечности:

.

Исходное допускаемое напряжение изгиба  для материалов группы I:

МПа.

Допускаемое изгибное напряжение:

МПа.

Так как передача работает в нереверсивном режиме, то окончательно принимаем: МПа.

3.4 Проектировочный расчет

3.4.1 Основные параметры передачи

Так как 58, то число заходов червяка 1.

Межосевое расстояние, мм:

мм,

где    = 610 для эвольвентных червяков;

 – коэффициент концентрации нагрузки: при постоянном режиме нагружения (как самый неблагоприятный вариант)  = 1.

Полученное межосевое расстояние округляем в большую сторону: 250 мм.

Число зубьев колеса:

.

Модуль передачи:

мм;

Модуль округляем до ближайшего стандартного значения в полученном диапазоне: 7 мм. Модуль берем из второго ряда.

Коэффициент диаметра червяка:

.

Коэффициент округляем до ближайшего стандартного значения: 14 мм. Коэффициент берем из второго ряда.

Минимально допустимое значение q из условия жесткости червяка:

14 > 12,296

Условие жесткости червяка соблюдается.

Коэффициент смещения:

.

Так как коэффициент смещения  < 1,0 то окончательно принимаем полученные значения , ,  и q.

Угол подъема линии витка червяка:

на делительном цилиндре:

рад = 4,086º;

на начальном цилиндре:

рад = 4,259º.

Фактическое передаточное число:

.

Погрешность передаточного числа:

3.4.2 Размеры червяка и колеса

Рис. 3.1. Геометрия червячной передачи

Диаметр делительной окружности червяка:

мм.

Диаметр окружности выступов червяка:

мм.

Диаметр окружности впадин червяка:

мм.

Длина  нарезанной части червяка при коэффициенте смещения :

мм.

Для фрезеруемых и шлифуемых червяков полученную расчетом длину  увеличиваем на 25 мм и округляем полученное значение: =110 мм.

Диаметр делительной окружности червячного колеса:

мм.

Диаметр окружности выступов:

мм.

Диаметр окружности впадин:

мм.

Диаметр колеса наибольший:

мм,

мм.

где    – для передач с эвольвентным червяком.

Ширина венца:

мм,

где    при = 1.

3.4.3 Скорость скольжения и КПД передачи

Скорость скольжения на начальном диаметре червяка:

м/сек,

где    – частота вращения червяка, об/мин.

Скорость скольжения в зацеплении:

Рис. 3.2. Силы в червячном зацеплении

м/сек,

где    – угол подъема линии витка на начальном цилиндре.

Коэффициент полезного действия червячной передачи:

,

где    – приведенный угол трения.

3.4.4 Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

H.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

Н.

Радиальная сила:

Н.

3.5 Проверочный расчет червячной передачи

3.5.1 Проверочный расчет на контактную прочность

Расчетное контактное напряжение:

МПаМПа,

допускается () до 5%.

где    = 5350 – для эвольвентных червяков;

Окружная скорость червячного колеса, м/с:

 м/с

При постоянном режиме нагружения, обычной точности изготовления

и выполнении условия жесткости червяка принимают: = 1 при м/с.

Условие контактной прочности выполняется.

3.5.2 Проверочный расчет на изгибную прочность

Расчетное напряжение изгиба:

МПаМПа,

 – коэффициент формы зуба колеса, при приведенном числе зубьев .

Условие изгибной прочности выполняется.

3.5.3 Тепловой расчет

Мощность на червяке:

Вт.

Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:

.

где    – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;

°С – максимальная допустимая температура нагрева масла;

м2 поверхность охлаждения корпуса;

 Вт/(м2∙°С) – коэффициент теплоотдачи.

Температура нагрева при работе не превышает допустимую.

3.6 Результаты расчета

Таблица

4 Предварительный расчет валов

4.1 Проектировочный расчет валов

4.1.1 Построение эскизов валов

Разработку эскиза вала начинаем с конца вала. Применяем стандартные концы (табл. 4 приложения [1]): цилиндрические – по ГОСТ 12080-66. Цилиндрические концы валов проще в изготовлении. На начальной стадии проектирования еще неизвестны длины отдельных участков вала, поэтому невозможно оценить величины действующих на вал изгибающих моментов. Расчет вала ведется только на кручение, но чтобы учесть неизвестные изгибные напряжения, в расчете принимают заниженные допускаемые напряжения. Диаметр вала d, мм:

,

где    – крутящий момент, Н∙мм;

 – допускаемые напряжения для материала вала, МПа.  почти не зависят от материала вала, а зависят от длины вала и частоты вращения. Для редукторных валов рекомендуется принимать: =10-15 МПа – для быстроходных валов; =15-25 МПа – для тихоходных валов.

Размеры фасок и радиусов галтелей даны в таблице 4.1.

Высоту заплечика t (рис. 4.1) принимаем конструктивно, (2,0…2,5)r. Диаметры остальных участков вала определяем последовательно с учетом высоты заплечиков каждой ступени (п. 2.4.5 [1]). Длины участков валов определяются с помощью прорисовки с учетом габаритов насаживаемых деталей, их взаимного расположения, величины необходимых зазоров между ними и т.д.

Если участок вала необходимо при изготовлении шлифовать, вместо обычного перехода предусматривают канавку для выхода шлифовального круга (рис. 4.2, табл. 4.2).

Таблица 4.1.Размеры заплечиков вала, мм.

Таблица 4.2.Размеры канавки под выход шлифовального круга, мм

4.1.2 Ведущий вал

Диаметр выходного вала червяка:

мм.

где - мм. диаметр выходного вала электродвигателя.

Диаметр шеек под подшипники принимаем мм.

Предварительно принимаем мм.

По табл. приложений 4 [1] предварительно принимаем длину выходного конца быстроходного вала мм.

Расстояние между опорами реакции подшипников вала принимаем

конструктивно =300 мм.

Для увеличения прочности вала примем, что червяк изготовлен как одно целое валом. Материал червяка – сталь 40ХН с поверхностной закалкой до твердости 48…53 HRC с последующей шлифовкой. Степень точности изготовления червяка – 8. Механические свойства в табл. 4.3.

Таблица 4.3Механические характеристики материала валов

4.1.3 Ведомый вал

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5