Проверочный расчет. 4.3.1. Проверка мощности двигателя

4.3.1. Проверка мощности двигателя

Так как h = 0,76 получился примерно равным ранее принятому (0,75), то пересчет мощности двигателя (см. [2, с.10, п.5.1]), не производим.

4.3.2. Расчет на сопротивление контактной усталости

Уточнение момента на колесе Т ₂ = Т ₁ u h = 15,5×32×0,76 = 380 Н×м.

Окружная сила F_{t 2} = 2000 Т ₂ / d ₂ = 2000×380 / 201,6 = 3770 Н.

Расчетное контактное напряжение.[2, с.11, формула (5.2)], МПа,

s _Н = (5300 q ₁ / z ₂) Ö [(z ₂ / q ₁ + 1) / a_W ]³ T ₂ K £ s _НР, (4.7)

где q ₁ = q + 2 x = 8 – 2×0,16 = 7,68 – коэффициент диаметра червяка с учетом

смещения;

К = К _b К_V – коэффициент нагрузки;

К _b = 1 + (z ₂ /q)³ (1– X) [2, с.11, формула (5.3)],

где q - коэффициент деформации червяка [2, с.11, табл.5.1]: при z ₁=1, q = 8

q = 72;

X – коэффициент влияния режима на приработку зубьев колеса [2, с.11, (5.4)]:

X = S (T_i / T) / (L_hi / L_h)

Согласно циклограмме нагружения (рис.1.2).

X = 1×0,6 + 0,6×0,3 + 0,2×0,1 = 0,8.

Получим К _b = 1 + (32 / 72)³ (1 – 0,8) = 1,02.

При v ₂ = 0,31 м/с < 3 м/с К_V = 1.

Коэффициент нагрузки К = 1,02×1 = 1,02.

Напряжение s _Н = (5300×7,68 / 32) = 210 МПа,

что меньше s _НР = 225 МПа. Условие прочности выполняется.

4.3.3. Расчет на сопротивление усталости при изгибе

Напряжения изгиба в зубьях колеса [2, с.12, формула (5.5)]:

s _F = F_{t 2} K cosg _WY_{F 2} / (1,3 m ² q ₁) £ s _FР, (4.8)

где Y_{F 2} – коэффициент формы зуба в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

z_{v 2} = z ₂ / cos³g _W = 32 / cos³7,41865 ⁰ = 33;

по [2, с.12, табл.5.3], Y_{F 2} = 1,69.

По формуле (4.8) будем иметь:

s _F = 3770×1,02×cos7,41865⁰×1,69 / (1,3×6,3²×7,68) = 16,3 МПа,

что меньше s _FР = 77МПа. Условие прочности выполняется.

4.3.4. Проверка максимальных напряжений при кратковременных перегрузках.

По формулам [2, с.8, (3.21), (3.22)]:

s _{Н max} = s _Н (Т _max / T) ^0,5 = 210×2,2 ^0,5 = 311МПа < s _{HР max}

s _{F max} = s _F (Т _max / T) = 16,3×2,2 = 36МПа < s _{FР max,}

где для II группы материалов [2, с.16, п.6.3.3]:

s _{Hр max} = 2s_Т = 2×200 = 400МПа; s _{FР max} = 0,8s_Т = 0,8×200 = 160МПа.

Условия прочности выполняются.

4.3.5. Тепловой расчет

Температура нагрева масла в редукторе без вентилятора [2, с.12]:

t ⁰_раб = (1- h) Р ₁ / [ K _Т A (1 + y)] + 20 ⁰ £ [ t ⁰_раб], (4.9)

где Р ₁ – мощность на валу червяка, Вт; Р ₁ = 1500 Вт;

К _Т = 16 Вт / (м² град) – коэффициент теплоотдачи для чугунного (или стального) корпуса при естественном охлаждении;

А 20 a_W ^1,7 – поверхность охлаждения корпуса: А 20×0,125 ^1,7 0,58 м²;

y = 0,3 – коэффициент отвода тепла в раму привода;

[ t ⁰_раб] = 95 ⁰ С – максимально допустимая температура нагрева масла.

По формуле (4.9) получим:

t ⁰_раб = (1 – 0,76)1500 / [16×0,58 (1 + 0,3)] + 20 ⁰ = 50 ⁰ С < [95 ⁰],

т. е. для данного редуктора достаточно естественного охлаждения корпуса.

При расчете валов обязателен расчет жесткости вала – червяка, от величины прогиба которого зависит нормальная работа червячной передачи.

5. СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Зубчатые и червячные передачи. Ч.1: Проектировочный расчет: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения, - 4-е изд., перераб./ НГТУ; Сост.:

А.А. Ульянов, Ю.П. Кисляков, Л.Т. Крюков. - Н. Новгород, 2000. – 31 с.

2. Зубчатые и червячные передачи. Ч.II: Проверочный расчет: Метод. указания к курсовому проекту по деталям машин для студентов машиностроительных спец. всех форм обучения, - 2-е изд., перераб./ НГТУ; Сост.: А.А. Ульянов, Ю.П. Кисляков, Л.Т. Крюков.- Н. Новгород, 2001. – 24 с.

3. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.:

Машиностроение, 1989 - 496 с.