Курсовая работа: Проектирование мотор-редуктора

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 конических подшипников по формуле:

S=0,83eR

S3 = 0,83eR3 = 0,83×0,37×2260,93 = 694,33 H;

S4=0,83eR4 = 0,83×0,37×2496,58 = 766,69 H;

здесь для подшипников 7212 коэффициент осевого нагружения е = 0,37 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 конических подшипников коэффициент X = 0,45 и коэффициент Y = 1,46 (табл. 7.5 [3]).

2726,1Н = 2,73кН.

Расчетная долговечность:

 млн. об.

Расчетная долговечность:

ч.

Найденная долговечность приемлема. Столь большая долговечность объясняется тем, что ведомый вал имеет малую частоту вращения.

7 Конструирование червячного колеса

7.1 Конструкция червячного колеса

Основные размеры венца червячного колеса (диаметры ,,,, ширина венца ) определены при проектировании. Радиус выемки поверхности вершин зубьев колеса  (рис. 7.1) определяется по диаметру червяка:

мм.

где    – делительный диаметр червяка.

m – модуль передачи.

На торцах червячного колеса выполняем фаски стандартного значения

мм.

Червячные колеса диаметром свыше 100-120 мм. изготавливают сборными для экономии дорогостоящих бронз. Диск колеса выполняют из более дешевой стали 40ХН, зубчатый венец – из бронзы Бр010Ф1. Нарезание зубьев червячного колеса выполняют после сборки. Конструкция диска зависит от объема выпуска. В нашем случае при мелкосерийном производстве заготовки дисков получают из проката или поковок с последующей токарной обработкой (рис. 7.2). Для кованных и точеных дисков радиусы закругления принимают мм.

7.2 Расчет размеров червячного колеса

Толщина червячного венца при отливке:

мм.

Толщина обода:

мм.

Наружный диаметр диска:

352мм.

Внутренний диаметр обода:

мм.

Толщина диска:

мм.

Диаметр ступицы наружный:

мм.

для стальной ступицы при шпоночном соединении и посадке с натягом;

Червячные колеса весом более 20 кг должны иметь 4…6 отверстий на диске для строповки.

Диметр отверстий:

мм.

принимаем мм.

Диаметр центровой окружности:

мм.

принимаем мм.

Длина ступицы определена при проектировании:

мм.

Острые кромки на торцах ступицы притупляют фасками ,мм.

7.3 Соединение венца с диском

Соединение венца с диском должно обеспечивать передачу большого крутящего момента и сравнительно небольшой осевой силы. Конструкция венца и способ соединения с диском зависит от объема выпуска. При серийном производстве экономически выгоднее изготавливать колеса с венцами, получаемыми отливкой. Стальной диск нагретый до 700…800ºС закладывают в металлическую форму, подогревают ее до 150…200ºС и заливают расплавленной бронзой. При остывании между диском и венцом возникает натяг, вызываемый усадкой затвердевающего жидкого металла венца.

Диск изготавливают литьем в кокиль. Наружные поверхности литого диска механически не обрабатывают. Их обезжиривают и очищают от оксидных пленок с помощью химической обработки.

На ободе диска предусматривают 6…8 углублений, после отливки на венце образуются выступы, которые воспринимают как окружную, так и осевую силы.

Углубления на ободе диска можно высверливать (рис. 7.3).

Размеры пазов:

мм.

мм.

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 червячного колеса с валом

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

По табл. приложений 7 [2] выбираем призматическую шпонку со скругленными концами (по ГОСТ 23360-78 исполнение 1, рис. 8.1):

b = 22 мм. – ширина шпонки,

h = 14 мм. – высота шпонки,

t = 9 мм. – глубина паза на валу,

t1 = 5,4 мм. – глубина паза на муфте,

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

Учитывая длину ступицы червячного колеса = 120мм, 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:

=30,7 МПа.

 – прочность шпоночного соединения

обеспечена.

Напряжение среза:

6,99 МПа.

где  - площадь среза шпонки:

мм2.

 – прочность шпоночного соединения обеспечена.

9. Уточненный расчет валов

9.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

При проверочном расчете валы рассматривают как прямые брусья, лежащие на шарнирных опорах и работающие на изгиб и кручение. На данном этапе учитываем не только крутящий, но и изгибающие моменты. Выполняется на этапе эскизной компоновки, когда предварительно выбраны подшипники, известна длина всех участков вала, известно положение всех деталей на валу, рассчитаны силы, действующие на вал.

9.1.1 Ведущий вал

Плоскость YZ

Плоскость XZ

Суммарный изгибающий момент:

Крутящий момент:

Опасным сечением является сечение 2 .

Максимальные напряжения изгиба:

МПа

Максимальные напряжения кручения:

МПа

Условие прочности:

;

Допускаемые напряжения можно принять:

мПа

где:   – предел текучести материала вала по табл. 6.1 [3];

=2-3, рекомендуемый коэффициент запаса прочности по пределу текучести.

Максимальное эквивалентное напряжение:

– условие выполняется.

9.1.2 Ведомый вал

Плоскость YZ

Плоскость XZ

Суммарный изгибающий момент:

Крутящий момент:

Опасным сечением является сечение 2 .

Максимальные напряжения изгиба:

МПа

Максимальные напряжения кручения:

МПа

Условие прочности:

;

Допускаемые напряжения можно принять:

мПа

где:   – предел текучести материала вала по табл. 6.1 [3];

=2-3, рекомендуемый коэффициент запаса прочности по пределу текучести.

Максимальное эквивалентное напряжение:

– условие выполняется.

9.2 Проверка усталостной прочности валов

9.2.1 Ведущий вал

Опасным сечением является сечение 2 - .

Коэффициент запаса прочности S:

;

- где =1,5–2,5 минимально допустимое значение;

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

;

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

МПа;

МПа;

где    ; – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения табл. 6.1[3];

Коэффициенты снижения предела выносливости:

;

;

где    ; – эффективные коэффициенты концентрации напряжений – табл. 6.6 [3];

 – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения табл. 6.2 [3];

; – коэффициенты влияния качества поверхности табл. 6.3 [3];

 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения табл. 6.4 [3];

Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:

где    – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений табл. 6.1 [3].

 условие прочности выполняется.

9.2.2 Ведущий вал

Опасным сечением является сечение 2 - .

Коэффициент запаса прочности S:

;

- где =1,5–2,5 минимально допустимое значение;

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

;

;

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

МПа;

МПа;

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5