Промышленность производство : Курсовая работа: Разработка конического редуктора
Курсовая работа: 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);
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])
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);
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 – 0,06 Δ
= 
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.
Расчетное
напряжение изгиба в основании зубьев колеса
σF2 = YF1 YF2/ 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:
d δ2 = 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 = 1,45 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:
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 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:
dк2 Кdσ
50 – 0,81
5
20 55 – Δ 0,05
70 0,76
20 – 0,05 Δ
= 
5 – Δ Кdσ = 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 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);
(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:
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 e RA = 0,83 · 0,37 · 952,2 =
294,4 (Н);
RS2 = 0,83 e RВ = 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:
Сr расч = Re2  (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.
|
