.

      Вывод: усталостная прочность (выносливость) вала в опасном сечении обеспечивается.

      Фактор  концентрации – напресовка.

 

     Расчет долговечности принятых подшипников

      Ведущий вал. Предварительно для опор вала приняты шариковые радиально-упорные однорядные подшипники особолегкой серии 46108 табл.П13 [3]:

      d=40 мм, D=68 мм, Т=15 мм, кН, e=0.68, В=15 мм.

1. Суммарные опорные реакции:

      

      Осевые  составляющие в подшипниках А  и В:

      

2. Поскольку алгебраическая сумма  всех осевых сил, действующих на систему вал-подшипник:    вал cдвигается вправо, таким образом расчетная осевая нагрузка на опору В:

      а на опору А: 

3. Выбор коэффициентов радиальной (Х) и осевой (Y) нагрузки:

        X_(А)=0, Y_(А)=1;

       X_(B)=0,41, Y_(B)=0,87.

      V – кинематический коэффициент (V=1 при вращающемся внутреннем кольце подшипника).

4. Эквивалентная динамическая нагрузка для каждой опоры:

      

      

Расчетный ресурс:

      Характеристики  данных подшипников приведены в  табл.2.

      Ведомый вал. Предварительно для опор вала приняты шариковые радиально-упорные однорядные подшипники особолегкой серии 46111 табл.П13 [3]:

      d=45 мм, D=75 мм, Т=16 мм, кН, e=0.68, В=16 мм.

1. Суммарные опорные реакции:

        

      Осевые  составляющие в подшипниках А  и В:

      

2. Поскольку алгебраическая сумма  всех осевых сил, действующих на систему вал-подшипник:  вал cдвигается вправо, таким образом расчетная осевая нагрузка на опору D:

      а на опору А: 

3. Выбор коэффициентов радиальной (Х) и осевой (Y) нагрузки:

        X_(C)=0, Y_(C)=1;

        X_(D)=0,41, Y_(D)=0,87.

      V – кинематический коэффициент (V=1 при вращающемся внутреннем кольце подшипника).

4. Эквивалентная динамическая нагрузка для каждой опоры:

      

      

Расчетный ресурс:  

      Таблица 2

      Характеристики  принятых подшипников

 

    Подбор  шпонок и проверка шпоночного соединения

Расчет  шпоночных соединений:

 

 
 
 
 
 
 

     Для крепления колеса на ведомый вал  принята призматическая шпонка табл. 7.7 [3]: d=60  мм, b=18  мм, h=16  мм, t₁=10  мм, t₂=6,5  мм, l=45  мм.

Расчетная длина шпонки:

     

Проверка шпонки на смятие:

     

     Для крепления муфты на ведущем валу принята призматическая шпонка табл. 7.7 [3]: d=32  мм, b=10  мм, h=9  мм, t₁=5.5  мм, t₂=3.8  мм, l=56  мм.

     Расчетная длина шпонки:

     

Проверка  шпонки на смятие:

     

     Для крепления муфты на ведомом валу принята призматическая шпонка табл. 7.7 [3]: d=40  мм, b=12  мм, h=11  мм, t₁=7  мм, t₂=4,4  мм, l=80  мм.

Расчетная длина шпонки:

     

Проверка  шпонки на смятие:

     

 

Конструирование корпуса редуктора

     Ориентировочные размеры основных элементов литого корпуса конического редуктора  и его крепёжных деталей:

     1.Толщина  стенки корпуса редуктора:

  мм.

Принята толщина стенки корпуса 8 мм.

     2.Толщина  стенки крышки редуктора:

 мм.

Принята минимально-допустимая толщина стенки крышки 8 мм.

     3.Толщина  верхнего пояса фланца корпуса:

b = 1,5·δ = 1,5*8 = 12 мм.

Принимаем толщину  верхнего пояса фланца корпуса 12 мм.

     4.Толщина  фланца крышки:

     b₁ = 1,5*δ₁ = 1,5·8 = 12 мм.

5. Толщина подъемных крюков крышки:

m = 1,5*δ = 12 мм.

6. Диаметр рамных болтов:

d₁ = (0,03…0,036)·а_w + 12 = 0,03·125 + 12 =15,75 (мм).

Принимаем  d₁ =16 мм.

7. Диаметр болтов у подшипников:

d₂ = (0,7…0,75)·d₁ = 0,75*16 =12 (мм).

Принято d₂ =12 мм.

8. Диаметр болтов, соединяющие фланцы:

d₃ = (0,5…0,6)·d₁ = 0,6·16 =9,6 (мм).

Принимаем d₃ =10 мм

9. Диаметр штифта для центрирования крышки:

d_ш = d₃ = 10 (мм).

10. Расстояние от зубчатого колеса до стенки корпуса должно составлять не менее

А = 1,2·  δ = 1,2·8 = 9,6 мм..

11. Выбор сорта масла:

      Смазка  зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в  масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

      По  табл.8.8. [1] установлена вязкость масла  в зависимости от средней скорости V_m=2,32 м/с. Вязкость должна быть . По табл.8.10 [Анурьев] принято масло индустриальное И-50А по ГОСТ 20799-75.

      Необходимый объем масла 2,75 л (из расчета 0,4-0,6 л на 1 кВт).

      Подшипники  смазываются пластичной смазкой, закладываемой в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт смазки выбран по табл.7.15. [1] – солидол марки УС-2.

 

     Заключение

    В данном курсовом проекте произведен  кинематический  расчёт  передачи, выбран  материал  зубчатых  колес  и  определены  допускаемые  контактные  и изгибные  напряжения.

    Определены  основные параметры передачи, исходя  из  критерия  контактной  выносливости; проверка выполнена по нормальным и  касательным напряжениям.

    Рассчитана  геометрия передачи, определена окружная скорость в зацеплении, усилия, действующие в зацеплении.

    Определен диаметр валов, ориентировочно намечены установки на  валах подшипники качения, выполнена эскизная компоновка выходного вала.

    Рассчитан на прочность и выносливость выходной вал редуктора. Для соединения электродвигателя и редуктора выбрана упругая втулочно-пальцевая муфта, которая должна обеспечить передачу соответствующего расчетного момента. Необходимый расчет масла, заливаемого в редуктор, определен исходя из передаваемой мощности из расчета 0,4-0,6 л на 1кВт.

    Определен ресурс выбранных ранее подшипников. Произведен расчёт на прочность шпоночных соединений с валами.

 

     Список  использованной литературы

1. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1979.
2. Детали машин: Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.Н. – М.: Машиностроение, 1979. – 367с.
3. Чернилевский Д.В. Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. – М.: Машиностроение, 2001. – 560с.
4. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа,  1985 – 415 с.