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);
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 σн
o
= 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
de
2
= 165 мм
Принимаем стандартное значение
de
2
= 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])
Ψd
КFB
0,4 – 1,44
0,15
0,2 0,55 – Δ 0,27
0,6 1,71,
0,2 – 0,27 Δ =
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
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 = me
R/Re
= 2,72 ·81,2/94,2 = 2,34 (мм);
d1
= m z1
= 2,34 ·21 = 49,14 (мм);
d1
2= m z2
= 2,34 ·66 = 154,44 (мм);
dае
1
= de1
+2me cos δ1
= 57,12 + 2 ·2,72 · cos 18° = 62,3 (мм);
dае
2
= 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:
Fr
1
= Fa
2
= Ft · tgαω·cosδ1
= 2433,3·tg20°·cos 18° = 832,2 (Н);
осевая на шестерни и радиальная на колесе:
Fа1
= Fr
2
= Ft · tgαω·sinδ1
= 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])
zυ
1
= z1
/cos σ1
= 21 / cos 18° = 22,1 (Н);
zυ
2
= z2
/cos σ2
= 66 / cos 72° = 220 (Н);
Коэффициент формы зуба (см. § 9.10 [6])
YF
1
= 3,977; YF
2
= 3,6
Интерполируем:
zυ
1
YF
2
22 – 3,98
0,1
2 22,1 – Δ 0,06
243,92
2 –0,06 Δ =
0,1 – Δ КНВ
= 3,98 – 0,003 = 3,977
18. Принимаем коэффициенты
КFυ
= 1,2 (см. табл. 9.6 [6])
КF
В
= 1,64 (см. пункт 7) – остается без изменения
19. Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев шестерни по формуле (9.78 [6])
σF
1
= YF
1
(МПа);
σF
1
= 316,8 МПа < [σF
] = 370 МПа.
Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев колеса
σF
2
= YF
1
YF
2
/ YF
1
= 316,8 · 3,6/3,9 = 286,76 (МПа);
σF
2
= 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:
dδ
1
= dn
1
+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:
dn
2
= dм2
+ 5 = 45 + 5 = 50 (мм);
4. Диаметр посадочной поверхности:
dк2
= dn
2
+ 5 = 50 + 5 = 55 (мм);
5. Диаметр буртика:
dδ
2
= 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:
dст
= 1,45dв2
= 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
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 (dn
2
= 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:
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; τ0
= 370 МПа.
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.
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 dк2
3
– (мм3
)
Wр
= 0,2 dк2
3
– (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
:
dк2
Кdσ
50 – 0,81
5
20 55 – Δ 0,05
70 0,76
20 – 0,05 Δ =
5 – Δ Кd
σ
= 0,81 – 0,0125 = 0,797
dк2
Кdτ
50 – 0,7
5
20 55 – Δ 0,03
70 0,67
20 – 0,03 Δ =
5 – Δ Кd
τ
= 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);
(τ0
) 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 =
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 Сr
расч
≤ Сr
– условия работоспособности подшипника.
Из предыдущих расчетов известно:
dn
2
= 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
RS
1
= 0,83 eRA
= 0,83 · 0,37 · 952,2 = 294,4 (Н);
RS
2
= 0,83 eRВ
= 0,83 · 0,37 · 1546,7 = 475 (Н);
3.2 Определяем расчетные осевые силы.
RS
1
= 294,4 (Н) < RS
2
= 475 (Н)
FA
= 832,2 (Н) > RS
2
– RS
1
= 475 – 294,4 = 180,6 (H);
RА1
= RS
1
= 294,4 (Н);
RA
2
= RA
1
+ 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:
RE
1
= (XVRA
+ УRa
1
) KT
Kб
= (1·1·952,2+0·294,4) ·1·1,3 = 1237,9 (Н);
RE
2
= (XVRВ
+ УRa
2
) KT
Kб
= (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:
Сr
расч
= Re
2
(кН)
Р = 3,33 – для роликовых подшипников
Сr
расч
= 3147,6(кН).
6. Сравниваем расчетную динамическую грузоподъемность Сr
расч
и базовую динамическую грузоподъемность Сr
:
Сr
расч
= 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.