Файл: курсовой проект Расчет привода к механическому гаражному подъёмнику.docx

5.2.3.3 Модуль m', мм

мм.

Принимаем m = 6 мм

5.2.3.4 Коэффициент диаметра червяка q'

Принимаем q = 10.

5.2.3.5 Коэффициент смещения X

5.3 Геометрический расчет червячной передачи.

5.3.1 Угол подъема витка червяка на делительном цилиндре γ, град

5.3.1.1 Угол подъема витка червяка на начальном цилиндре γ_m, град

5.3.2 Длина нарезанной части червяка b₁, мм

,

мм.

Принимаем b₁ = 85 + 25 = 110 мм.

5.3.3 Ширина венца червячного колеса b₂, мм

мм.

Принимаем b₂ = 65 мм.

5.3.4 Начальный диаметр d_W1, мм

мм,

мм.

Рисунок 5.2.2 – Геометрическое параметры червячной передачи

5.3.5 Диаметр вершин витков червяка d_a1, мм

мм.

5.3.6 Диаметр впадин витков червяка d_f1, мм

мм.

5.3.7 Делительный диаметр колеса d₂, мм

мм.

5.3.8 Диаметр вершин зубьев колеса d_a2, мм

мм.

5.3.9 Наибольший диаметр колеса d_aM2, мм

мм.

мм.

5.3.10 Диаметр впадин d_f2, мм

мм.

5.3.11 Высота головки витка червяка h_a1, мм и зуба колеса h_a2, мм

мм.

5.3.12 Высота витка h₁, мм

мм.

5.3.13 Начальный диаметр d_W2, мм

мм.

5.3.14 Условный угол обхвата 2δ, град

5.4 Силовой расчет червячной передачи.

Рисунок 5.3 – Схема сил, действующих в червячном зацеплении

5.4.1 Окружная сила на червячном колесе F_{t 2}, Н

Окружная сила на червячном колесе F_{t 2} численно равна осевой силе на червячном колесе F_a1:

Н.

5.4.2 Осевая сила на червячном колесе F_a2, Н

Окружная сила на червячном колесе F_t1 численно равна осевой силе на червячном колесе F_a2:

Н,

где η – КПД передачи.

КПД червячной передачи определяют аналогично КПД резьбовой пары по формуле:

,

где ρ′ - приведенный угол трения, определяемый экспериментально с учетом относительных потерь мощности в зацеплении, опорах и на перемешивание масла.

Значения приведённого угла трения ρ′ = arctg f ′ (здесь - приведённый коэффициент трения) выбирают по фактической скорости скольжения υ_СК [2] .

м/с.

5.4.3 Радиальная сила на червячном колесе F_r2, Н

Окружная сила на червячном колесе F_r1 численно равна осевой силе на червячном колесе F_r2:

Н.

5.5 Проверочный расчет червячной передачи.

5.5.1 Проверочный расчет на контактную прочность

,

где Т_РН – расчетный вращающий момент, Н·мм, уточненный по коэффициенту нагрузки К

Коэффициент концентрации уточняют по формуле:

.

Коэффициент деформации червяка Θ = 86 [2];

Коэффициент режима (формула [2] и рисунок 1.2).

Коэффициент динамичности K_υ = 1,02 [2] при м/с, υ_СК = 2,403 м/с, НВ₂<350 и 9-ой степени точности изготовления [2].

Допускаемые напряжения [σ_H], МПа

[σ_H] = С_υ·0,9·σ_В = 1,17·0,9·230 = 242 МПа,

где С_υ - коэффициент, учитывающий износ, при υ_СК =2,403 м/с; С_υ = 1,17 [2].

МПа.

Степень загрузки .

Недогрузка составляет 5%, допускается до 15 %. Контактная прочность передачи обеспечена.

5.5.2 Проверочный расчет зубьев колес на изгиб

,

где Y_F - коэффициент формы зуба. Y_F = 1,435 [3] при

.

[σ_F] = 53,4 МПа (пункт 5.2.2.2).

Условие прочности выполняется.

5.5.3 Проверка прочности зубьев колес при перегрузках.

5.5.3.1 Проверка на контактную прочность

,

где Т_пуск – пусковой момент, Н·мм;

Т – номинальный момент, Н·мм.

Для принятого электродвигателя

Н·мм.

[σ_Hmax] = 360 МПа (пункт 5.2.2.3).

МПа. > [σ_Hmax] = 560 МПа.

Условие прочности выполняется.

5.5.3.2 Проверка на изгибную прочность

[σ_Fmax] = 112 МПа (пункт 5.1.2.4).

МПа.

Условие прочности выполняется.

Тепловой расчет редуктора и расчет на жесткость выполняют после эскизной компоновки редуктора.

5.5.4 Тепловой расчет червячного редуктора

где η – КПД редуктора;

Р₁ – мощность на валу червяка, кВт;

К_Т – коэффициент теплопередачи поверхности корпуса, Вт/(м²∙^◦С): при естественном охлаждении К = 12…18 Вт/(м²∙^◦С);

А – площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора без учета площади его дна, м²;

Ψ – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора через основание: ψ = 0,2…0,3;

t₀ – температура окружающего воздуха: t₀ = 20…30 °С.

м³;

Допускаемая температура масла [t_м] = 90 °С.

Условие выполняется.

5.6 Проектный расчет валов и эскизная компоновка редуктора

5.6.1 Ведущий вал

5.6.1.1 Определяем диаметр выходного конца

мм.

Принимаем d_B2 =38 мм.

5.6.1.2 Принимаем подшипники конические однорядные[6]

№ 7609А d = 45 мм; D = 100 мм; T = 38,25 мм; B = 36мм, c =30 мм; r =2,5 мм; r₁ = 0,8 мм; α =12°57′10′′; С_r =132 кН; С_or =113 кН; е = 0,345; Y =1,739;

Y₀ =0,957.

55.6.1.3 Выбираем крышку торцовую с отверстием для манжетного уплотнения[3] H = 23 мм; h = 8 мм; h₁ = 15 мм; B = 20 мм; b = 5 мм; S = 7 мм; B₁ = 17 мм; b₁ = 11 мм; l = 3 мм; H₁ = 33 мм; h₃ = 10 мм; l₁ = 16 мм.

Отверстия под винты(болты):

d = 11 мм; d₁ = 18 мм; d₂ = 24 мм; n = 6.

D = 100 мм; D₁ = 120 мм; D₂ = 145 мм; D₃ = 90 мм; D₄ = 100 мм.

5.3.1.4 Выбираем манжету резиновую под уплотнение[3]

d = 45 мм; тип 1; D₁ = 65 мм; h₁ = 10 мм; h₂ = не более 14 мм.

5.6.2 Ведомый вал

5.6.2.1 Определяем диаметр выходного конца

мм.

Принимаем d_B2 = 65 мм.

5.6.2.2 Принимаем подшипники конические однорядные[4]

№ 7215А d = 75 мм; D = 130 мм; T = 27,5 мм; B = 26 мм, c = 22 мм; r = 2,5 мм; r₁ = 0,8 мм; α = 15°; С_r = 130 кН; С_or = 100 кН; е = 0,43; Y = 1,4; Y₀ = 0,8.