Курсовая работа: Проектирование мотор-редуктора

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

Расстояние между опорами реакции подшипников вала принимаем

конструктивно 1=350 мм.

4.1.3 Ведомый вал (рис. 4.4):

Рис. 4.4. Предварительная компоновка ведомого вала

Диаметр выходного конца ведомого вала при =15 МПа

 мм.

Округляем до ближайшего большего стандартного значения из 1-го ряда:

мм.

Диаметр шеек под подшипники принимаем мм.

Диаметр буртика мм.

Диаметр под колесом мм.

Длина ступицы:

мм.

окончательно принимаем мм.

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

Расстояние между опорами реакции подшипников вала принимаем конструктивно 2=130 мм.

5. Подбор соединительной муфты

5.1 Выбор муфты

Соединение валов электродвигателя и входного вала редуктора – глухая муфта, образующая жесткое и неподвижное соединение валов (глухое соединение). Муфта втулочная 1-280-32-У3 ГОСТ 24246-96), в исполнении 1, передающая номинальный вращающий момент Нм, с диаметром посадочного отверстия мм, мм, мм. Скрепление втулки с валами с помощью шпонок.

5.2 Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночного соединения

Для выходного конца быстроходного вала мм; передающего вращающий момент  Н∙м.

По табл. 7 [2] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (по ГОСТ 23360-78 исполнение 1, рис. 5.2):

b = 10 мм. – ширина шпонки,

h = 8 мм. – высота шпонки,

t = 5 мм. – глубина паза на валу,

t1 = 3,3 мм. – глубина паза на муфте,

Радиус закругления пазов 0,16<r<0,25(мм) (интерполяция),

Учитывая длину вала мм, принимаем длину шпонки мм.

Расчетная длина шпонки:

мм.

Принимая материал шпонки сталь 45 с пределом текучести МПа, допускаемое напряжение МПа для стали.

Проверим соединение на смятие:

=19,25 МПа.

 – прочность шпоночного соединения

обеспечена.

Напряжение среза:

5,78 МПа.

где  - площадь среза шпонки: мм2.

 – прочность шпоночного соединения обеспечена.

6. Выбор подшипников

6.1 Подбор подшипников

6.1.1 Ведущий вал

Предварительно примем шариковые радиальные однорядные подшипники. Тип 108, ГОСТ 8338-75, особо легкая серия табл. 6.1. Данные подшипники предназначены в основном для восприятия радиальной нагрузки, но могут воспринимать и осевые в обоих направлениях. Сепаратор обычно штампованный, скрепленный из двух частей заклепками, центрируется по телам качения. Допустимый взаимный перекос осей колец до 8'.

Таблица 6.1 Подшипники шариковые радиальные однорядные (по ГОСТ 8338-75)

6.1.2 Ведомый вал

Предварительно примем шариковые радиальные однорядные подшипники. Тип 108, ГОСТ 8338-75, особо легкая серия табл. 6.1.

6.2 Выбор схемы установки подшипников, способа их закрепления на валу и в корпусе

6.2.1 Схема установки подшипников

Для фиксации валов и осей относительно корпуса механизма, наружное кольцо закрепляем в корпусе, внутренне – на валу. При закреплении внутреннего кольца на валу для упрощения крепления на валу выполняется буртик, подшипник устанавливают на вал по посадке с натягом. Подшипник упирают в буртик, другой стороны поджимают крышкой (рис. 6.1).

6.2.2 Способ установки подшипников

Способ установки подшипников зависит от условий работы. Короткие валы, у которых температурное расширение вызывает небольшие осевые деформации, устанавливают по схеме «враспор». При установке «враспор» (рис. 6.2) требуется минимальное количество крепежных деталей, поэтому такая схема наиболее распространена в редукторах.

6.2.3 Составление расчетных схем для валов и определение реакций в опорах. Расчетная долговечность.

Ведущий вал (рис. 6.3):

Рис. 6.3. Расчетная схема для ведущего вала

Осевая сила:

H.

Окружная сила:

Н.

Радиальная сила:

Н.

Расстояние между опорами вала мм.

Диаметр мм.

Определим реакции опор:

В плоскости xz:

H.

В плоскости yz:

H.

H.

Суммарные реакции:

H.

H.

Находим осевые составляющие радиальных реакций подшипников:

S=0,83eR

S1 = 0,83eR1 = 0,83×0,22×781,66 = 142,73 H;

S2=0,83eR2 = 0,83×0,22×794,56 = 145,09 H;

здесь для подшипников 108 коэффициент осевого нагружения е = 0,22 по таб. 7.5 [3].

Осевые силы подшипников. В нашем случае S1 ≤ S2; тогда

Н; Н.

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Рассмотрим левый (А) подшипник.

Отношение ; эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой.

Эквивалентная нагрузка:

;

для заданных условий V = Kб = KТ = 1 (таб. 7.3, 7.4 [3]); для шарикового радиального подшипника коэффициент X = 0,56 и коэффициент Y = 1,49 (табл. 7.5 [3]).

1056,3Н = 1,06кН.

Расчетная долговечность:

 млн. об.

Расчетная долговечность:

ч.

Ресурс подшипника в часах  должен быть не меньше ресурса всего механизма 11 летч; чч.

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал (рис. 6.4):

Рис. 6.4. Расчетная схема для ведомого вала

Окружная сила на колесе: H.

Осевая сила на колесе: Н.

Радиальная сила: Н.

Расстояние между опорами мм.

Диаметр мм.

Определим реакции опор:

В плоскости xz:

H.

В плоскости yz:

H.

H.

Проверка

Суммарные реакции:

H.

H.

Находим осевые составляющие радиальных реакций подшипников по формуле:

S=0,83eR

S3 = 0,83eR3 = 0,83×0,19×741,96 = 117,01 H;

S4=0,83eR4 = 0,83×0,19×881,45 = 139 H;

здесь для подшипников 110 коэффициент осевого нагружения е = 0,19 по таб. 7.5 [3].

Осевые силы подшипников. В нашем случае S3 ≤ S4; тогда

Н; Н.

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Рассмотрим левый (А) подшипник.

Отношение ; эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой.

Эквивалентная нагрузка:

;

для заданных условий V = Kб = KТ = 1 (таб. 7.3, 7.4 [3]); для шарикового радиального подшипников коэффициент X = 0,56 и коэффициент Y = 2,30 (табл. 7.5 [3]).

1536,1Н = 1,54кН.

Расчетная долговечность:

 млн. об.

Расчетная долговечность:

ч.

Ресурс подшипника в часах  должен быть не меньше ресурса всего механизма 11 летч;

чч.

Найденная долговечность приемлема.

7. Конструирование зубчатого колеса

7.1 Конструкция зубчатого колеса

Конструкция зубчатых колес представлена на рис. 7.1. Зубчатые колеса состоят из обода, диска и ступицы. Диаметр окружности выступов  и ширина зубчатого венца  – определяются при проектировочном расчете. Для уменьшения массы в технически оправданных случаях можно в диске выполнить 4…6 отверстий.

7.2 Расчет размеров зубчатого колеса

Толщину обода S для всех типов колес можно принять:

мм.

На торцах зубчатого венца (зубьях и углах обода) выполняют фаски:

мм,

которые округляют до стандартного значения по тому же ряду, что и  табл. 2.5 [3].

Окончательно принимаем мм.

На косозубых колесах при твердости менее 350 HB фаску выполняют под углом 45°.

Диаметр ступицы наружный :

 – для стальной ступицы при шпоночном соединении и посадке с натягом: мм,

окончательно принимаем мм.

Длина ступицы определена при проектировании вала мм.

Острые кромки на торцах ступицы притупляют фасками ,мм. по табл. 2.5 [3] для мм.

Толщина диска:

мм.

Радиусы закруглений .

7.3 Выбор посадок, предельных отклонений, допусков форм и расположения поверхностей, шероховатостей

Допуск на размер диаметра окружности выступов  можно принять 8 степени точности – h9. Допуск на длину ступицы  принимают h11- h12. Допуски на остальные размеры обычно принимают по 14 квалитету.

Поверхности элементов червячных передач должны иметь шероховатость, указанные в таблице 7.1.

Таблица 7.1 Шероховатость поверхностей элементов червячной передачи

8. Расчет шпоночного соединения зубчатого колеса с валом

Для тихоходного вала (диаметр вала под колесом - мм) передающего вращающий момент  Н∙м.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5