Курсовая работа: Расчет червячно-цилиндрического редуктора и электродвигателя

Y_F = 4,09 [2, с. 42] – коэффициент формы зуба.

Из расчета видно, что изгибные напряжения не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки

s_F = 57 МПа < [s_F ]= 216 МПа

Следовательно, рассчитанная передача удовлетворяет требованиям изгибной прочности.

4 Расчет валов

4.1 Предварительный расчет валов

Определяем ориентировочное значение диаметров валов I…IIIмежду опорами из расчета на чистое кручение по пониженным касательным напряжениям [t]_к = 20 МПа [2, с. 161]

При конструировании вала I принимаем во внимание диаметр выходного конца ротора d = 32 мм. Предварительно намечаем соединение ротора с валом I с помощью муфты «Муфта 250-32-2-У3 ГОСТ 21424-93». Эта муфта рассчитана на номинальный крутящий момент 250 Н×м что больше расчетного Т_I = 46,5 Н×м. Для удобства монтажа подшипников и деталей передач вал целесообразно делать ступенчатым. При этом диаметр d_I посадки подшипника на вал на 2…5 мм больше диаметра d_{В I} выходного конца. Кроме того, на валу I имеется червяк. Как правило, витки червяка выполняются за одно целое с валом, поэтому при определении вала I между опорами следует ориентироваться на диаметральные размеры червяка, рассчитанные в разделе 2. Таким образом, для вала I получим: диаметр между опорами d_{М I} = 42 мм (на 14 мм меньше диаметра впадин витков червяка); диаметр входного конца (посадка полумуфты) d_{В I} = 32 мм; диаметр в месте посадки подшипников d_I = 35 мм (на 3 мм больше посадочного диаметра полумуфты).

При конструировании вала II учитываем, что этот вал II является промежуточным, поэтому не имеет выходного конца. Таким образом, для вала IIполучим: диаметр между опорами d_{М II} = 60 мм; диаметр в месте посадки подшипников d_II = 55 мм (на 5 мм меньше диаметра между опорами).

Для вала III принимаем: диаметр между опорами (посадка зубчатого колеса) d_{М III} = 90 мм; диаметр в месте посадки подшипников d_III = 85 мм; диаметр выходного конца (посадка муфты 4000-80-2-У3 ГОСТ 21424-93) d_{В III} = 80 мм;.

На этапе эскизной компоновки редуктора (рисунок 2) выявляем расстояние между опорами и положение червячного и зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Рисунок 2 – Эскизная компоновка редуктора

Перед вычерчиванием редуктора выбираем способ смазки. Смазывать червячное и зубчатое зацепления будем окунанием витков червяка и зубьев шестерни в масляную ванну. Подшипники смазываем консистентной смазкой (ЦИАТИМ-221-С1).

4.2 Определение нагрузок, действующих на валы

привод конвейер редуктор вал передача

Вал I (рисунок 3)

Окружное, радиальное и осевое усилия на червяке F_t =1200 Н, F_r =1452 Н, F_а =3990 Н (раздел 2).

Консольная нагрузка от втулочно-пальцевой муфты

F_M = с_{Δ r} · Δr = 4216 · 0,3 = 1265 Н

где с_{Δ r} = 4216 Н/мм [3, с. 238, таблица 10.27] – радиальная жесткость муфты (с применением линейного интерполирования):

Δr = 0,3 мм [3, с. 400, таблица К21] –радиальное смещение валов.

Консольная нагрузка от муфты перпендикулярна оси вала, но ее направление в отношении равнодействующее силы зацепления может быть любой. Рассматриваем самый неблагоприятный вариант, когда консольная сила направлена противоположно равнодействующей сил зацепления. При этом

Вал II (рисунок 4)

Окружное, радиальное и осевое усилия на червячном колесе F_{t 1} =3990 Н, F_{r 1} =1452 Н, F_а1 =1200 Н (раздел 2).

Окружное и радиальное усилия на шестерне F_{t 2} = 9975 Н, F_{r 2} =3631 Н (раздел 3).

Вал III (рисунок 5)