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 х = 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 зкон = 0,95 - 0,97 зм = 0,98 зцеп = 0,90 - 0,93 КПД подшипников учтено в КПД передач, общий КПД равен з = зкон · зм · зцеп = 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 здв = 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: зр.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 · зм = 5,72 · 0,98 = 5,6 (кВт); Р3 = Р2 · зкон = 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, уТ = 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]) [ун] = (уио /[Sн]) КHL Для материала зубьев шестерни и колеса принимаем закалку при нагреве ТВЧ по всему контуру зубьев унo = 17 HRC + 200 (см. табл. 9.3 [6]) [SH] = 1,2; KHL = 1 (см. § 9.11 [6]) [ун]= (МПа); 3. Допустимое напряжение изгиба по формуле (9.42) [уF]= (уFO/[SF] KFC · KFL. Для материала зубьев шестерни и колеса: см. по табл. 9.3 [6]. уFO = 650 МПа; [SF] = 175; KFC = 1 (см. § 9.1 [6]) [уF] = (650/1,57) ·1 ·1 = 370 (МПа); 4. Коэффициент ширины зубчатого венца по формуле (9.77) Шd = 0,166 5. По табл. 9.5 [6] принимаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца КНВ = 1,4 Интерполирование Шd КНВ 0,4 - 1,25 0,15 0,2 0,55 - Д 0,2 0,6 1,45 0,2 - 0,2 Д = 0,15 - Д 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 Шd = 0,68 КFB = 1,64 (см. табл. 9.5 [6]) Шd КFB 0,4 - 1,44 0,15 0,2 0,55 - Д 0,27 0,6 1,71, 0,2 - 0,27 Д = 0,15 - Д 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 ДU = %<4% 11. Углы делительных конусов по формуле (9.49 [6]) tgд2 = Uф = 3,14; д2 = 72° д1 = 90 - д2 = 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 д1 = 57,12 + 2 ·2,72 · cos 18° = 62,3 (мм); dае2 = de2 +2me cos д2= 180 + 2 ·2,72 · cos 72° = 181,7 (мм); 13. Средняя скорость колес и степень точности х = (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 б щ·cos д1 = 2433,3·tg20°·cos 18° = 832,2 (Н); осевая на шестерни и радиальная на колесе: Fа1 = Fr2 = Ft · tg б щ·sin д1 = 2433,3·tg20°·sin 18° = 262,8 (Н); 15. Коэффициент динамической нагрузки Кнх = 1,1 (см. табл. 9.6 [6]) КНВ = 1,4 16. Расчетное контактное напряжение по формуле (9.74 [6]) ун = МПа уН = 899 МПа = [уН] = 899 МПа R 17. Эквивалентное число зубьев шестерни и колесо по формуле (9.46 [6]) zх1 = z1/cos у1 = 21 / cos 18° = 22,1 (Н); zх2 = z2/cos у2 = 66 / cos 72° = 220 (Н); Коэффициент формы зуба (см. § 9.10 [6]) YF1 = 3,977; YF2 = 3,6 Интерполируем: zх1 YF2 22 - 3,98 0,1 2 22,1 - Д 0,06 24 3,92 2 - 0,06 Д = 0,1 - Д КНВ = 3,98 - 0,003 = 3,977 18. Принимаем коэффициенты КFх = 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]) уF1 = YF1 (МПа); уF1 = 316,8 МПа < [уF] = 370 МПа. Расчетное напряжение изгиба в основании зубьев колеса уF2 = YF1 YF2/ YF1 = 316,8 · 3,6/3,9 = 286,76 (МПа); уF2 = 286,76 МПа < [уF] = 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) д1° = 18° 1. Т.к. вал выполняем заодно с шестерней, то его материал сталь 35ХМ, тогда допустимое напряжение на кручение можно принять [ф] = 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 у1 = 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 (dд) для упора подшипника: dд1 = 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 д2 = 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: до = 4 ·m = 4 · 2,34 = 9,36 (мм); Принимаем до =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: д = 0,05 Re + 1 = 0,05 · 94,2 + 1 = 5,71 (мм); д = 8 (мм); д = 0,04 Re + 1 = 0,04 · 94,2 + 1 = 4,77 (мм); д1 = 8 (мм); 2. Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: в = 1,5 д = 1,5 · 8 = 12 (мм); 3. Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: в1 = 1,5 д1 = 1,5 · 8 = 12 (мм); 4. Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки: р = 2,35 д = 2,35 · 8 = 18,8 (мм) ?20 (мм); 5. Толщина ребер основания корпуса: m = (0,85ч1) д = 1 · 8 = 8 (мм); 6. Толщина ребер крышки: m1 = (0,85ч1) д1 = 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 = (0,7ч0,75) d1 = 0,75 · 20 = 15 (мм); Принимаем диаметр болтов М16. 8.2 Соединяющие основание корпуса с крышкой d3 = (0,5ч0,6) d1 = 0,6 · 20 = 12 (мм); Принимаем диаметр болтов М12. 9. Размеры, определяющие положение болтов d2: е ? (1ч1,2) 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 [у]см = 110 МПа. 1. Соединение полумуфта - ведущий вал: усм = 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: усм = МПа усм = 49,7 МПа < [у]см = 110 МПа Прочность соединения обеспечена. 2. Соединение звездочки с ведомым валом: усм = 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: усм = МПа усм = 84,7 МПа < [у]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. уb = 780 МПа; у-1 = 335 МПа; ф0 = 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: УМ(А) i = 0 1) - УВ ·0,19 + Fr · 0,07 - Ma = 0 УМ(B) i = 0 2) УA ·0,19 - Fr · 0,12 - Ma = 0 => 1) УВ = (Н); => 2) УА = (Н); Проверка: УFyi = 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 УМ(А) i = 0 1) Fк ·0,07 + Ft · 0,07 - XB · 0,19 = 0 УМ(B) i = 0 2) Fk ·0,26 + XA · 0,19 - Ft · 0,12 = 0 => 1) XВ = (Н); => 2) XА = (Н); Проверка: УFxi = 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: уmax = (МПа); фmax = (МПа). 11. Полагаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные по отнулевому циклу; уа = уmax =12,4 (МПа); фа = (МПа). 12. Из табл. 2.1-2.5 [3] выбираем коэффициенты влияния на предел выносливости. Коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения Кd: dк2 Кdу 50 - 0,81 5 20 55 - Д 0,05 70 0,76 20 - 0,05 Д = 5 - Д Кdу = 0,81 - 0,0125 = 0,797 dк2 Кdф 50 - 0,7 5 20 55 - Д 0,03 70 0,67 20 - 0,03 Д = 5 - Д Кdф = 0,7 - 0,0075 = 0,693 Эффективный коэффициент концентрации напряжений Кд(Кф): Кд = 2,5; Кф = 2,3. Коэффициенты влияния качества обработки КF: КF = 0,83. Коэффициент влияния поверхности упрочнения Кх: Кх = 2. 13. Вычисляем коэффициенты снижения предела выносливости: (Кд)Д = (Кф)Д = 14. Определяем пределы выносливости в данном сечении: (д-1) Д = (МПа); (ф0) Д = (МПа); 15. Определяем запас усталостной прочности по нормальным и касательным напряжениям Sу = Sф = 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 щ3 = 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 ун = 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.
|
