Курсовая работа: Проектирование мотор-редуктора
· Передаточное число =58;
· Время работы передачи (ресурс) =36000 ч;
· Условия работы: небольшие динамические
нагрузки, нереверсивная передача.
3.2 Предварительные расчеты
3.2.1 Предварительная скорость
скольжения
м/сек
3.2.2 Выбор материала червячной
пары
По рекомендациям
п. 3.6.1 [3], с учетом предварительной скорости скольжения =12,59 м/сек, выбираем материал
венца червячного колеса из группы I – бронза
Бр010Ф1. Учитывая мелкосерийное производство, выбираем литье в песчаные форму. По
табл. 3.1 [3] прочностные характеристики для бронзы Бр010Ф1: =215 МПа, =135 МПа.
По рекомендациям
п. 3.6.2 [3], с учетом материала венца червячного колеса выбираем материал червяка
– сталь 40ХН с поверхностной
закалкой до твердости 48…53 HRC с последующей
шлифовкой. Степень точности изготовления червяка – 8.
3.2.3
Выбор типа червяка
По рекомендациям
п. 3.2 [3], с учетом характера передачи и передаваемой мощности (свыше 2 кВт), выбираем
эвольвентный червяк ZJ.
3.3 Допускаемые напряжения
3.3.1 Допускаемые контактные
напряжения (для группы I)
МПа.
Допускаемое
напряжение (МПа)
при числе циклов перемены напряжений, равном 107:
= 0,9*215=193,5МПа
Коэффициент
0,9 – для червяков с твердыми (45 HRC) шлифованными и полированными витками,
Коэффициент
долговечности:
,
Суммарное
число циклов перемены напряжений при постоянном режиме нагружения:
106,
Коэффициент
учитывает
интенсивность изнашивания материала колеса. Его принимают в зависимости от скорости
скольжения,
для м/с, .
3.3.2 Допускаемые изгибные
напряжения
Эквивалентное
число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи:
, 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
|
Червяк |
Колесо |
Число заходов червяка z1 |
1 |
- |
Число зубьев колеса z2 |
- |
58 |
Модуль m, мм |
7 |
Коэффициент диаметра червяка q |
14 |
- |
Угол подъема винтовой линии
|
4,259º |
- |
Коэффициент смещения |
-0,2857 |
Делительный диаметр d, мм |
98 |
406 |
Диаметр окружности вершин da, мм |
112 |
416 |
Диаметр окружности впадин df, мм |
81,2 |
393,2 |
Контактные напряжения σH, МПа |
115,24 |
Изгибные напряжения σF, МПа |
7,23 |
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.
Диаметр вала d |
30-46 |
48-68 |
70-100 |
Радиус закругления r |
2,0 |
2,5 |
3 |
Фаска c |
1,6 |
2,0 |
2,5 |
Таблица 4.2.Размеры канавки
под выход шлифовального круга, мм
Диаметр вала d |
10-48 |
50-100 |
Ширина канавки b |
3 |
5 |
Радиус закругления r |
1,0 |
1,6 |
Диаметр канавки d1 |
d–0,5 |
d–1,0 |
4.1.2 Ведущий вал
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5
|