Реферат: Разработка конического редуктора
Содержание
Введение
1. Специальная часть
1.1 Краткое описание редуктора
1.2 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет
1.3 Расчет зубчатой передачи
1.4 Проектный расчет ведущего вала
1.5 Проектный расчет ведомого вала
1.6 Конструктивные размеры колеса
1.7 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
1.8 Эскизная компоновка редуктора
1.9 Подбор шпонок и их проверочный расчёт
1.10 Проверочный расчет ведомого вала
1.11 Выбор и проверочный расчет подшипников ведомого вала
1.12 Выбор посадок
1.13 Смазка редуктора
1.14 Сборка редуктора
1.15 Краткие требования по охране труда и технике безопасности
Заключение
Введение
Настоящий курсовой проект выполнен на основе технического задания, которое включает кинематическую схему привода ковшового элеватора, а также необходимые технологические параметры:
тяговая сила цепи F = 2,5 кН,
скорость ленты υ = 2 м/с;
диаметр барабана D = 310 мм.
Новизна проекта заключается в том, что это первая самостоятельная конструкторская робота, закрепляющая навыки, полученные по дисциплине: «Детали машин», а также черчению, материаловедению, метрологии.
Объектом исследования является конический редуктор. Глубина проработки заключается в том, что расчет и проектирование основных деталей и узлов доводится до графического воплощения.
Актуализация проекта состоит в том, что умение расчета и проектирования деталей и узлов общего машиностроения востребованы в курсовых проектах по специальности, дипломном проекте, на производстве.
Основные этапы работы над проектом:
1. Кинематический и силовой расчет привода.
2. Проектные расчеты конической зубчатой передачи, волов, колеса, корпуса и крышки редуктора
3. Эскизная компоновка редуктора.
4. Выбор стандартных деталей и узлов.
5. Проверочный расчет деталей и узлов.
6. Выполнение сборочного чертежа редуктора и рабочих чертежей ведомого вала и конического колеса.
Теоретическая часть работы заключается в составлении краткого описания редуктора, разработке процесса его сборки по сборочному чертежу и назначения требований по технике безопасности и охране труда.
1. Специальная часть
1.1 Краткое описание редуктора
В настоящей курсовой работе спроектирован конический одноступенчатый редуктор. Он состоит из конической зубчатой передачи, заключенной в герметичный корпус. Шестерня изготовлена заодно с валом. Валы установлены в подшипники:
ведущий – роликовые конические однорядные подшипники 7209 – установлены врастяжку;
ведомый – роликовые конические однорядные подшипники 7210 – установлены враспор.
Температурный зазор регулируется с помощью набора металлических прокладок.
Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом – пресс-солидолом марки С ГОСТ 4366–76, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колесо на всю длину зуба.
Контроль за уровнем мосла производим с помощью жезлового маслоуказателя. Для слива отработанного масла предусмотрено отверстие в нижней части корпуса.
1.2 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет
1) Определяем общий КПД передачи.
Из таблицы 2.2 [1] выписываем
ηкон= 0,95 – 0,97 ηм = 0,98 ηцеп = 0,90 – 0,93
КПД подшипников учтено в КПД передач, общий КПД равен
η = ηкон· ηм · ηцеп = 0,97 · 0,98 · 0,92 = 0,874
2) Определяем требуемую мощность электродвигателя.
Определяем мощность рабочей машины:
Ррм = F · V = 2,5 · 2 = 5 кВт
Требуемая мощность элеватора:
Рэл.дв.тр = />кВт
3) Из таблицы К9 [1] выбираем двигатель, т. к. быстроходные двигатели имеют низкий ресурс и тихоходные имеют большие габариты, выбираем средне скоростной двигатель, имеющий ближайшую большую мощность:
Эл. двигатель 4АМ132М6УЗ
Рдв. = 7,5 кВт ηдв = 870 об/мин
4) Определяем общее передаточное число передачи и передаточные числа ступеней, воспользуемся рекомендацией табл. 2.3 [1].
Uзуба = 2…7,1 Uцепи = 2…4
Определяем частоту вращения вала рабочей машины:
ηр.м = /> об/мин
Uобщ = />/>
Назначаем Uзуб = 3,15, тогда
Uцеп = /> передаточное число ступеней удовлетворяет рекомендациям [1].
5) Определяем угловые скорости валов
/>(р/с);
/>(р/с);
Uзуб = /> => /> (р/с);
Uцеп = /> => /> (р/с);
--PAGE_BREAK--6) Определяем мощности по валам передач:
Рдв.тр = 5,72 (кВт);
Р2 = Рдв.тр· ηм = 5,72 · 0,98 = 5,6 (кВт);
Р3 = Р2· ηкон = 5,6 · 0,96 = 5,43 (кВт);
Р4 = 5 (кВт);
7) Определяем моменты на валах передач:
М1 = /> (Н·м);
М2 = /> (Н·м);
М3 = /> (Н·м);
М4 = /> (Н·м);
1.3 Расчет зубчатой передачи
Из предыдущих расчетов вращающий момент на ведомом валу М3 = 187,9 (Н ·м);
Передаточное число редуктора
Uзуб = 3,15;
Угловая скорость ведомого вала
/>(р/с);
Нагрузка близка к постоянной, передача нереверсивная.
1. Так как нагрузка на ведомо валу достаточно велика, для получения компактного редуктора принимаем марку стали 35ХМ для шестерни и колеса, с одинаковой термообработкой улучшения с закалкой ТВЧ до твёрдости поверхностей зубьев 49…65 HRC, σТ = 750 МПа при предлагаемом диаметре заготовки шестерни D < 200 мм и ширине заготовки колеса S < 125 мм.
Принимаем примерно средне значение твердости зубьев 51HRC.
2. Допускаемое контактное напряжение по формуле (9.37 [6])
[σн] = (σио /[Sн]) КHL
Для материала зубьев шестерни и колеса принимаем закалку при нагреве ТВЧ по всему контуру зубьев σнo = 17 HRC + 200 (см. табл. 9.3 [6])
[SH] = 1,2; KHL = 1 (см. § 9.11 [6])
[σн]= />(МПа);
3. Допустимое напряжение изгиба по формуле (9.42)
[σF]= (σFO/[SF] KFC· KFL.
Для материала зубьев шестерни и колеса: см. по табл. 9.3 [6].
σFO = 650 МПа; [SF] = 175; KFC = 1 (см. § 9.1 [6])
[σF] = (650/1,57) ·1 ·1 = 370 (МПа);
4. Коэффициент ширины зубчатого венца по формуле (9.77)
Ψd = 0,166 />
5. По табл. 9.5 [6] принимаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца КНВ = 1,4
Интерполирование
Ψd КНВ
0,4 – 1,25
0,15
0,2 0,55 – Δ 0,2
0,6 1,45
0,2 – 0,2 Δ = />
0,15 – Δ КНВ = 1,25+0,15 = 1,4
6. Внешний делительный диаметр колеса по формуле
de2 = 165/> мм
Принимаем стандартное значение
de2 = 180 мм и ширину зубчатого венца b = 26 мм (см. табл. 9.7 [6])
7. Расчетные коэффициенты
Vp = 0,85 при Ψd = 0,68
КFB = 1,64 (см. табл. 9.5 [6])
ΨdКFB
0,4 – 1,44
0,15
0,2 0,55 – Δ 0,27
0,6 1,71,
0,2 – 0,27Δ = />
0,15 – Δ КНВ = 1,44 – 0,2025 = 1,64
8. Внешний окружной модуль по формуле (9.79 [6])
me ≥ /> мм
9. Число зубьев колеса и шестерни
z2= de2/me= 180/2,72 = 66,2
z1= z2/u = 66,2/3,15 = 21
Принимаем: z1 = 21; z2 = 66.
10. Фактическое передаточное число
продолжение--PAGE_BREAK--
Uф = z2| z1 = 66|21 = 3,14
Отклонение от заданного
ΔU = />%<4%
11. Углы делительных конусов по формуле (9.49 [6])
tgδ2 = Uф = 3,14; δ2 = 72°
δ1 = 90 – δ2 = 90 – 72° = 18°
12. Основные геометрические размеры (см. формулы 9.50 … (9.56) [6]):
de1= me· z1= 2,72 ·21 = 57,12 (мм);
Re= 0,5 me />(мм);
R = Re– 0,5в= 94,2 – 0,5 ·26 = 81,2 (мм);
Пригодность размера ширины зубчатого венца
в = 28 < 0,285 Rе = 0,285 · 94,2 = 26,8 (мм);
Условие соблюдается
m = meR/Re= 2,72 ·81,2/94,2 = 2,34 (мм);
d1= m z1= 2,34 ·21 = 49,14 (мм);
d12= m z2= 2,34 ·66 = 154,44 (мм);
dае1= de1+2me cos δ1 = 57,12 + 2 ·2,72 · cos 18° = 62,3 (мм);
dае2= de2+2me cos δ2= 180 + 2 ·2,72 · cos 72° = 181,7 (мм);
13. Средняя скорость колес и степень точности
υ = />(м/с)
по табл. 9.1 принимаем 8 степень точности передачи.
14. Силы в зацеплении по формулам (9.57)… (9.59); окружная на колесе и шестерне:
Ft = 2М3/d2 = 2 · 187,9 ·103/154,44 = 2433,3 (Н);
радиальная на шестерни и осевая на колесе:
Fr1 = Fa2 = Ft · tg α ω·cos δ1 = 2433,3·tg20°·cos 18° = 832,2 (Н);
осевая на шестерни и радиальная на колесе:
Fа1 = Fr2 = Ft · tg α ω·sin δ1 = 2433,3·tg20°·sin 18° = 262,8 (Н);
15. Коэффициент динамической нагрузки
Кнυ = 1,1 (см. табл. 9.6 [6])
КНВ = 1,4
16. Расчетное контактное напряжение по формуле (9.74 [6])
σн = />МПа
σН = 899 МПа =[σН] = 899 МПа
R
17. Эквивалентное число зубьев шестерни и колесо по формуле (9.46 [6])
zυ1= z1/cos σ1 = 21 / cos 18° = 22,1 (Н);
zυ2= z2/cos σ2 = 66 / cos 72° = 220 (Н);
Коэффициент формы зуба (см. § 9.10 [6])
YF1 = 3,977; YF2 = 3,6
Интерполируем:
zυ1 YF2
22 – 3,98
0,1
2 22,1 – Δ 0,06
24 3,92
2 –0,06Δ = />
0,1 – Δ КНВ = 3,98 – 0,003 = 3,977
18. Принимаем коэффициенты
КFυ = 1,2 (см. табл. 9.6 [6])
КFВ = 1,64 (см. пункт 7) – остается без изменения
19. Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев шестерни по формуле (9.78 [6])
σF1 = YF1/>(МПа);
σF1 = 316,8 МПа < [σF] = 370 МПа.
продолжение--PAGE_BREAK--
Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев колеса
σF2 = YF1YF2/ YF1 = 316,8 · 3,6/3,9 = 286,76 (МПа);
σF2 = 286,76 МПа < [σF] = 370 МПа.
Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
1.4 Проектный расчет ведущего вала
Ведущий вал выполняем заодно с шестерней.
Из предыдущих расчетов известно:
М2 = 61,5 (Н ·м); Re = 94,2 (мм)
в = 26 мм; me = 2,72 (мм)
δ1° = 18°
1. Т.к. вал выполняем заодно с шестерней, то его материал сталь 35ХМ, тогда допустимое напряжение на кручение можно принять [τ] = 20 МПа.
Диаметр выходного участка:
dв1 = />(мм);
Принимаем dв1 = 30 мм.
В кинематической схеме предусмотрено соединение ведущего вала редуктора и электродвигателя, выписываем из таблицы К10 [1] диаметр вала выбранного двигателя dэ = 38 мм и проверяем соотношение.
dв1 = 0,8 · dэ = 0,8 · 38 = 30,4 (мм);
т. к. данное соотношение выполняется, принимаем dв1 = 30 мм
2. Диаметр по монтажу: dм1 = dв1 + 5 мм = 30 + 5 = 35 (мм)
3. Диаметр цапфы: d1 = dм1 + 5 мм = 35 + 5 = 40 (мм)
4. Начинаем построение вала с прорисовки шестерни.
4.1 Под углом σ1 = 18° откладываем расстояние:
Re= 94,2 (мм);
4.2 Откладываем ширину зубчатого венца:
в = 26 (мм);
4.3 Откладываем высоту головки зуба:
ha= me= 2,72 (мм) и высоту ножки зуба
hf= 1,28 me= 1,28 · 2,72 = 3,48 (мм);
4.4 Соединяем полученные точки с вершиной делительного конуса.
4.5 Строим буртик (dδ) для упора подшипника:
dδ1= dn1+10 = 40 + 10 = 50 (мм);
4.6 Определяем диаметр резьбы для гайки, крепящей подшипник:
dр1= dм1+ 5 мм = 35 + 5 = 40 (мм);
Принимаем стандартное значение резьбы для гайки М36.
/>
Рис. 1. Эскиз ведущего вала
1.5 Проектный расчет ведомого вала
Из предыдущих расчетов известно
М3 = 187,9 (Н · м) – вращающий момент на ведомом валу редуктора.
1. Диаметр выходного участка определяем из условия прочности на кручение:
dв1 = />(мм)
Принимаем dв2 = 40 мм.
2. Диаметр на манжету:
dм2 = dв2 + 5 = 40 + 5 = 45 (мм);
3. Диаметр цапфы:
dn2 = dм2 + 5 = 45 + 5 = 50 (мм);
4. Диаметр посадочной поверхности:
dк2 = dn2 + 5 = 50 + 5 = 55 (мм);
5. Диаметр буртика:
dδ2= dк2+ 10 = 55 + 10 = 65 (мм);
/>
Рис. 2. Эскиз ведомого вала
1.6 Конструктивные размеры колеса
Из предыдущих расчетов известно:
в = 26 мм; Re= 94,2 мм; dк= 55 мм; m= 2,34 мм;
dае2= 181,7 мм; dе2= 180 мм; d2= 154,44 мм;
1. Находим диаметр ступицы стальных колес:
продолжение--PAGE_BREAK--
dст = 1,45 dв2 = 1,45 · 55 = 80 (мм);
2. Длина ступицы:
Lст = 1,1 · dк = 1,1 · 55 = 60 (мм);
3. Толщина обода конических колес:
δо = 4 ·m = 4 · 2,34 = 9,36 (мм);
Принимаем δо =10 (мм);
4. Толщина диска:
с = 0,1 Re= 0,1 · 94,2 = 9,42 (мм);
Принимаем с = 10 (мм);
5. Фаска:
n= 0,5 mn= 0,5 · 2,34= 1,17(мм);
Принимаем n= 1,6 (мм);
/>
Рис. 3. Эскиз конического зубчатого колеса
1.7 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
Из предыдущих расчетов известно:
Re= 94,2 (мм) – внешнее конусное расстояние.
1. Толщина стенки конуса и крышки редуктора:
δ = 0,05 Re + 1 = 0,05 · 94,2 + 1 = 5,71 (мм); δ = 8 (мм);
δ = 0,04 Re + 1 = 0,04 · 94,2 + 1 = 4,77 (мм); δ1 = 8 (мм);
2. Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
в = 1,5 δ = 1,5 · 8 = 12 (мм);
3. Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
в1 = 1,5 δ1 = 1,5 · 8 = 12 (мм);
4. Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:
р = 2,35 δ = 2,35 · 8 = 18,8 (мм) ≈20 (мм);
5. Толщина ребер основания корпуса:
m= (0,85÷1) δ = 1 · 8 = 8 (мм);
6. Толщина ребер крышки:
m1= (0,85÷1) δ1 = 1 · 8 = 8 (мм);
7. Диаметр фундаментных болтов:
d1 = 0,072 Re +12 = 0,072 · 94,2 + 12 = 18,78 (мм);
Принимаем диаметр болтов М20.
8. Диаметр болтов:
8.1 У подшипников
d2= (0,7÷0,75) d1 = 0,75 · 20 = 15 (мм);
Принимаем диаметр болтов М16.
8.2 Соединяющие основание корпуса с крышкой
d3= (0,5÷0,6) d1 = 0,6 · 20 = 12 (мм);
Принимаем диаметр болтов М12.
9. Размеры, определяющие положение болтов d2:
е ≈ (1÷1,2) d2 = 1 · 15 = 15 (мм);
q = 0,5 d2 + d4 = 0,5 · 15 + 6 = 13,5 (мм);
Крепление крышки подшипника:
d4 = 6 (мм) (по таблице 10.3 [2]);
/>
Рис. 4. Эскиз корпуса и крышки редуктора
1.8 Эскизная компоновка редуктора
Эскизная компоновка редуктора служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последовательного определения опорных реакций и проверочного расчета вала, а также проверочного расчета подшипников.
С учетом типа редуктора предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники. По диаметру цапфы (dn2= 50 мм). Выбираем по каталогу подшипники ведомого вала 7210.
Назначаем способ смазки: зацепление зубчатой пары – окунанием зубчатого венца в масло, подшипники смазываются автономно, пластичным смазочным материалом, камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.
Определяем размеры, необходимые для построения и определения положения реакций опор:
а = />
аб= />(мм);
аr= />(мм);
f1= 35 (мм) – определяем конструктивно
l1= 2 · f1= 2 · 35 = 70 (мм);
Принимаем l1= 70 мм = 0,07 (м);
Расстояние между опорами ведомого вала:
продолжение--PAGE_BREAK--
l2= 0,19 (м).
1.9 Подбор шпонок и их проверочный расчёт
Шпоночные соединения в редукторе предусмотрены для передачи вращающего момента от полумуфты на ведущий вал, от колеса на ведомый вал и от ведомого вала на звездочку.
Все соединения осуществляем шпонками с исполнением 1.
Из предыдущих расчетов известно:
М2= 61,5 (Н ·м);
М3= 187,9 (Н ·м);
dв1 = 30 (мм)
dв2= 40 (мм)
Принимаем [σ]см= 110 МПа.
1. Соединение полумуфта – ведущий вал:
σсм= />
Здесь h= 7 мм; в = 8 мм; t1= 4 мм.
(табл. К 42 [1])
1.1 Вычисляем длину ступицы:
lст= 1,5 dв1= 1,5 · 30 = 45 (мм).
1.2 Вычисляем длину шпонки:
lш= lст– 5 мм = 45 – 5 = 40 (мм).
1.3 Принимаем стандартное значение:
lш= 40 мм.
1.4 Вычисляем рабочую длину шпонки:
lр= lш– в = 40 – 8 = 32 (мм).
1.5 Вычисляем расчетное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым:
σсм= />МПа
σсм= 49,7 МПа < [σ]см= 110 МПа
Прочность соединения обеспечена.
2. Соединение звездочки с ведомым валом:
σсм= />
Здесь h= 8 мм; в = 12 мм; t1= 5 мм. (табл. К 42 [1])
2.1 Вычисляем длину ступицы:
lст= 1,5 dв2= 1,5 · 40 = 60 (мм).
2.2 Вычисляем длину шпонки:
lш= lст– 5 мм = 60 – 5 = 55 (мм).
2.3 Принимаем стандартное значение:
lш= 56 мм.
2.4 Вычисляем рабочую длину шпонки:
lр= lш– в = 56 – 12 = 44 (мм).
2.5 Вычисляем расчетное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым:
σсм= />МПа
σсм= 84,7 МПа < [σ]см= 110 МПа.
1.10 Проверочный расчет ведомого вала
Из предыдущих расчетов известно:
М3= 187,9 (Н ·м) – момент на ведомом валу
Ft= 2433,3 (Н) – окружная сила
Fa= 832,2 (Н) – осевая сила
Fr= 262,8 (Н) – радиальная сила
d2= 154,44 (мм) – диаметр делительной окружности.
На эскизной компоновке редуктора замеряем размеры
l1= 0,07 м; l2= 0,12 м.
Вычисляем консольную длину участка:
lк= 0,7 · dв2+ (50 мм) = 0,7 ·40 + 50 = 0,078 м
Принимаем lк= 0,7 м.
Вычисляем консольную силу для зубчатого редуктора:
Fк= 125 />(Н)
Материал Сталь 45 из табл. 3.2 [1], ТО – улучшение с закалкой ТВЧ 45 HRC.
σb= 780 МПа; σ-1= 335 МПа; τ= 370 МПа.
продолжение--PAGE_BREAK--
Способ обработки рабочих поверхностей – чистовая обточка, цапфы шлифуются.
/>
Чертеж ведомого вала
1. Консольная сила прикладывается параллельно окружной и имеет противоположное ей направление.
Определяем осевой изгибающий момент:
Ма = Fa/>(Н ·м)
2. Определяем реакции опор в вертикальной плоскости:
ΣМ(А) i = 0 1) – УВ·0,19 + Fr· 0,07 – Ma = 0
ΣМ(B) i = 0 2) УA·0,19 – Fr· 0,12 – Ma = 0
=> 1) УВ= />(Н);
=> 2) УА= />(Н);
Проверка:
ΣFyi= 0
УА+ УВ– Fr= 0
503,8– 262,8– 241= 0
0 = 0
Реакции найдены верно.
3. Строим эпюру изгибающих моментов Мх:
/>;
/>(Н·м);
/>(Н·м);
/>;
4. Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости
/>ΣМ(А) i = 0 1) Fк·0,07 + Ft· 0,07 – XB· 0,19 = 0
ΣМ(B) i = 0 2) Fk·0,26 + XA· 0,19 – Ft· 0,12 = 0
=> 1) XВ= />(Н);
=> 2) XА= />(Н);
Проверка:
ΣFxi= 0
Fk+ XA– Ft+ XB= 0
1713,5 – 808 – 2433,3+ 1527,8 = 0
0 = 0
Реакции найдены верно.
5. Строим эпюру изгибающих моментов Му:
/>;
/>(Н·м);
/>(Н·м);
/>;
6. Строим эпюру суммарных изгибающих моментов:
Мис= 0;
МиА= />(Н·м);
МиД= />(Н·м);
Ми'Д= />(Н·м);
МиВ= 0;
7. Строим эпюру крутящих моментов:
Мz= M3= 187,9 (Н·м);
8. Опасным является сечение Д, т. к. МиД= Мmax,концентратор напряжений – шпоночный паз.
продолжение--PAGE_BREAK--
dк2= 55 (мм); в = 16 (мм); t2= 4,3 (мм) (табл. К 42 [1]);
/>
Рис. 5. Эскиз шпоночного паза
9. Определяем геометрические характеристики сечения:
Wx= 0,1 dк23– />(мм3)
Wр = 0,2 dк23– />(мм3)
10. Определяем максимальное напряжение в опасном сечении:
σmax= />(МПа);
τmax= />(МПа).
11. Полагаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные по отнулевому циклу;
σа=σmax=12,4 (МПа);
τа= />(МПа).
12. Из табл. 2.1–2.5 [3] выбираем коэффициенты влияния на предел выносливости.
Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения Кd:
dк2Кdσ
50 – 0,81
5
20 55 – Δ 0,05
70 0,76
20 – 0,05Δ = />
5 – Δ Кdσ= 0,81 – 0,0125 = 0,797
dк2Кdτ
50 – 0,7
5
20 55 – Δ 0,03
70 0,67
20 – 0,03 Δ = />
5 – Δ Кdτ= 0,7 – 0,0075 = 0,693
Эффективный коэффициент концентрации напряжений Кδ(Кτ):
Кδ = 2,5; Кτ =2,3.
Коэффициенты влияния качества обработки КF:
КF= 0,83.
Коэффициент влияния поверхности упрочнения Кυ:
Кυ= 2.
13. Вычисляем коэффициенты снижения предела выносливости:
(Кδ)Д= />
(Кτ)Д= />
14. Определяем пределы выносливости в данном сечении:
(δ-1) Д = />(МПа);
(τ) Д = />(МПа);
15. Определяем запас усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям
Sσ= />
Sτ= />
16. Определяем общий запас усталостной прочности и сравниваем его с допускаемым:
Принимаем[S] = 2
S = />S = />
продолжение--PAGE_BREAK--
S = 16,9 > [S] = 2.
Запас усталостной прочности обеспечен.
1.11 Выбор и проверочный расчет подшипников ведомого вала
Тип подшипника назначается в зависимости от условий работы подшипникового узла, в частности, о наличия осевой силы. Подшипник выбирается по соответствующей таблице в зависимости от диаметра цапфы.
Расчет заключается в определении расчетной динамической грузоподъемности и сравнении ее с грузоподъемностью подшипника, взятой из таблицы Сrрасч≤ Сr– условия работоспособности подшипника.
Из предыдущих расчетов известно:
dn2= 50 мм – диаметр цапфы
Fa= 832,2 (Н) – осевая сила
t = 80 °C в подшипниковом узле
ω3= 28,9 (р/с) – угловая скорость вала
LH– 12000 (час) – ресурс подшипника
Характер нагрузки – умеренные толчки.
УА= 503,8 (Н) – реакция опоры в вертикальной плоскости
УВ= – 241 (Н) – реакция опоры в вертикальной плоскости
ХА= -808 (Н) – реакция опоры в горизонтальной плоскости
ХВ= 1527,8 (Н) – реакция опоры в горизонтальной плоскости
Выбираем подшипник 7210 по табл. К 29 [1] (начиная с легкой серии)
1. Определяем суммарные реакции опор:
RA= />(Н);
RВ= />(Н);
2. Выписываем из таблицы К 29 [1] характеристику подшипника.
Сr= 52,9 (кН); Сor= 40,6 (кН); e= 0,37; у = 1,6.
3. В соответствии с условиями работы принимаем расчетные коэффициенты.
V= 1 – коэффициент вращения, т. к. вращается внутреннее кольцо подшипника.
Кб= 1,3 – коэффициент безопасности, учитывающий влияние характеристики нагрузки на долговечность подшипника.
КТ= 1 – коэффициент, учитывающий влияние температуры на долговечность подшипника.
3.1 Определим осевые составляющие от радиальных сил
RS1= 0,83 eRA= 0,83 · 0,37 · 952,2 = 294,4 (Н);
RS2= 0,83 eRВ= 0,83 · 0,37 · 1546,7 = 475 (Н);
3.2 Определяем расчетные осевые силы.
RS1= 294,4 (Н) < RS2= 475 (Н)
FA= 832,2 (Н) > RS2– RS1= 475 – 294,4 = 180,6 (H);
RА1= RS1= 294,4 (Н);
RA2= RA1 + FA= 294,4 + 832,2 = 1126,6 (Н).
3.3 Определяем соотношение RA/V·R
/>< e= 0,37, то х = 1; у = 0
/>> e= 0,37, то х = 0,4; у = 1,6.
4. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
RE1= (XVRA+ УRa1) KTKб= (1·1·952,2+0·294,4) ·1·1,3 = 1237,9 (Н);
RE2= (XVRВ+ УRa2) KTKб= (0,4·1·1546,7+1,6·1126,6) ·1·1,3 = 3147,6 (Н);
Дальнейший расчет ведем по наиболее нагруженной опоре.
5. Определяем расчетную динамическую грузоподъемность:
продолжение--PAGE_BREAK--
Сrрасч= Re2/>(кН)
Р = 3,33 – для роликовых подшипников
Сrрасч= 3147,6/>(кН).
6. Сравниваем расчетную динамическую грузоподъемность Сrрасчи базовую динамическую грузоподъемность Сr:
Сrрасч= 15,42 (кН) < Сr= 52,9 (кН).
Подшипник 7210 удовлетворяет заданному режиму работы.
1.12 Выбор посадок
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. 10.13 [2].
Посадка зубчатого конического колеса на вал />по ГОСТ 25347–82.
Посадка звездочки цепной передачи на вал редуктора />.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала К6. Отклонения отверстий в корпусе под наружное кольцо по H7. Посадка распорных колец, сальников на вал />.
Посадка стаканов под подшипники качения в корпусе, распорные втулки на вал />.
1.13 Смазка редуктора
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.
По табл. 10.8 [2] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σн= 899 МПа и средней скорости V= 2 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 60· 10-6 м2/с. По табл. 10.10 [2] принимаем масло индустриальное И 70А (по ГОСТ 20799–75). Подшипники смазывают пластичным материалом, закладываем в подшипниковые камеры, при монтаже. Сорт смазки выбираем по табл. 9.14 [2] – пресс-солидол марки С (по ГОСТ 43–66–76).
1.15 Краткие требования по охране труда и технике безопасности
Требования по технике безопасности:
а) Все вращающиеся детали должны быть закрыты защитными кожухами;
б) Корпус редуктора не должен иметь острых углов, кромок и должен быть оборудован монтажным устройством;
в) На ограждение необходимо поставить блокировку и предупредительный знак.
/>
Требования по экологии:
а) Отработанное масло сливать в предназначенные для этого емкости;
б) Вышедшие из строя детали складировать в специальных помещениях.
Заключение
В курсовом проекте продумана конструкция конического редуктора, выполнены расчеты цепной передачи, валов, колеса, корпуса и крышки редуктора. По каталогам выбраны размеры шпоночных соединений ГОСТ 23360–78 для диаметров 30 и 40 и выбраны подшипники роликовые конические однорядные 7209 и 7210 ГОСТ 27365–87. Для деталей и узлов проведены необходимые проверочные расчеты.
Графическая часть (сборочный чертеж конического редуктора, чертеж колеса конического, чертеж ведомого вала) выполнена согласно требованиям ЕСКД. Продуманы требования по технике безопасности и охране труда; по сборочному чертежу описан процесс сборки редуктора.