Электроштабелер (расчеты)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию РФ

Сибирская автомобильно-дорожная академия

(СибАДИ)

Кафедра прикладной механики

Пояснительная записка к курсовому проекту по механике

Электроштабелер (расчеты)

Выполнила: Зубарев П.Н.

Проверил: Сыркин В.В.

Омск - 2008

Введение

В данном курсовом проекте производится кинематический расчет конического редуктора. Определяются его основные кинематические параметры: угловая скорость вращения всех валов или частоты вращения, передаточные отношения всех передач, числа зубьев зубчатого колеса и шестерни, уточнение скорости рабочего органа.

Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых колес, валов подшипников, помещенных в закрытый корпус, снабженный смазочным устройством и предназначенный для понижения частоты вращения и повышения крутящего момента ведомого вала по отношению к ведущему валу. кинематический конический редуктор

Редуктор - законченный механизм. Он изготавливается как самостоятельный отдельный узел. Зачастую ведущий вал соединяется через муфту с двигателем, а выходной (ведомый) вал через муфту или гибкую передачу - с остальной машиной.

Область применения редуктора широка: подъемные машины, дорожные машины, машины нефтедобывающей отрасли, транспортеры и конвейеры, машины для пищевой промышленности, средства механизации трудоемких работ и т.д.

По типу зубчатых передач редукторы различают: цилиндрические, конические, червячные, волновые и планетарные.

По количеству передач редукторы делятся на одноступенчатые, двухступенчатые и трехступенчатые.

В данном курсовом проекте производится расчет конического одноступенчатого редуктора.

Энергокинематический расчет механизма

Определяем полезную рабочего органа

N = х • G,

где х = 16/60 = 0,27 м/с. Подставляя значение скорости в формулу получаем

N = 0,27 • 8000 = 2130 = 2,13 кВт.

Определяем мощность электродвигателя

Nэ ? N / з,

где з - КПД, з = зз.п. • зв.п. = 0,98 • 0,78 = 0,76. Подставляя значение скорости в формулу получаем

Nэ = 2,13/0,76 = 2,8 кВт.

По таблице выбираем электродвигатель единой серии 4А с синхронной частотой вращения nc = 1000 об/мин, у которого мощность Nэ = 3 кВт > 2,8 кВт. Тип электродвигателя 112МА 6, частота вращения nэ = n1 =955 об/мин.

Составляем уравнение кинематического баланса

Из этого уравнения определяем передаточное число зубчатой передачи

Отсюда находим z1 = 73, z2 = 100.

Уточняем скорость подъема груза

 м/мин

Результат показывает, что числа зубьев передачи редуктора подобраны удовлетворительно, погрешность составляет

Определяем скорости вращения валов

Определяем крутящие моменты

М 1 = N1/щ1 = 3/100 = 0,03 кН•м = 30 Н•м,

М 2 = М 1•U12•зз.п. = 30•1,4•0,98 = 40,4 Н•м

Определяем фактическую мощность

Nф = М 2•щ2• зв.п. = 40,4•72,7•0,78 = 2300 Вт = 2,3 кВт.

Определение модуля и геометрических параметров

Определим модуль в среднем сечении

где ш = 6…10 - коэффициент ширины зуба; [CH] = 1,5 Н/мм 2 - коэффициент контактной прочности для стали; k = 1,3 - коэффициент нагрузки; u12 = z2/z1 = 1,4.

Принимаем модуль m = 1,5.

Определяем стандартный модуль

Определим угол конуса шестерни

tg д1 = z1/z2 = 73/100 = 0,73,

д1 = 36,2є

sin д1 = 0,59

Уточняем модуль mm

mm = m1 - b•sin д1 / z1 = 1,43

Рассчитаем геометрические параметры конической передачи.

Определим диаметр начальной окружности шестерни

d1 = m1•z1 = 1,5•73 = 110 мм

Определим диаметр начальной окружности колеса

d2 = m1•z2 = 1,5•100 = 150 мм

Определим угол начального конуса колеса

д2 = 90є - д1 = 90є - 36,2є = 53,8є

Определим средний диаметр шестерни

dm1 = mm•z1 = 1,43•73 = 104,4 мм

Определим средний диаметр колеса

dm2 = mm•z2 = 1,43•100 = 143 мм

Определяем внешний диаметр шестерни

da1 = m1•(z1 + 2•cos д1) = 1,5•(73 + 2• cos 36,2) = 112 мм

Определяем внешний диаметр колеса

da2 = m2•(z2 + 2•cos д2) = 1,5•(100 + 2• cos 53,8) = 152 мм

Силовой расчет

Определяем окружную силу

Ft = 2•M2 / dm1 = 2•40,4•013 / 104,4 = 774 Н

Определяем радиальную силу

Fr = Ft • tg б • sin д1 = 774 • tg 20 • sin 36,2 = 166,2 Н

Определяем осевую силу

Fа = Ft • tg б • cos д1 = 774 • tg 20 • cos 36,2 = 227,4 Н

Определяем суммарную радиальную силу

Н

Эскизная компоновка зубчатых колес

Определяем межцентровое расстояние

ак = 0,5(d1 + d2) = 0,5(110 + 150) = 130 мм

Определяем внешнее конусное расстояние

мм

Определяем среднее конусное расстояние

Rm = R - 0,5•b = 93 - 0,5•9 = 88,5 мм

Определяем высоту зуба

h = 2,25m = 2,25•1,5 = 3,4 мм

Определяем высоту головки зуба

ha = m = 1,5 мм

Определяем высоту ножки зуба

hf = 1,25m = 1,9 мм

Определяем наименьший диаметр входной шейки вала

где M2 - крутящий момент, Н•м; [фк] - для быстроходного вала допускаемое напряжение, [фк] = 50 Н/мм 2. После подстановки получим

мм

Округляем полученное значение до ближайшего согласно ряду Ra20, равному 16 мм.

Определяем длину входной шейки вала

LB2 = 1,8•dB2 = 1,8•16 = 28 мм

Определяем диаметр шейки под уплотнение

dy2 = dB2 + 2•t3,

где t3 = 4 мм - высота заплечика между шейками вала dB2 и dy2. После подстановки числовых значений получим

dy2 = 16 + 2•4 = 24 мм

Определяем длину шейки под уплотнение

Ly2 = dy2 = 24 мм

Определяем диаметр резьбы под гайку

dм 2 = dy2 + (2…4) = 24 + (2…4) = 26…28 ? 27…30 мм

Выбираем резьбу М 30Ч1,5. Теперь определяем диаметры шейки под подшипники, исходя из неравенства dп 2 ? dм 2. По ГОСТу выбираем шариковый однорядный радиально-упорный подшипник легкой серии № 46207, у которого dп 2 = 35 мм,

D2 = 72 мм, В 2 = 17 мм, б = 26є.

Определяем диаметр заплечика при переходе от вала к шестерни

dз 2 = dп 2 + 2•tБ,

где tБ = 5 мм - высота заплечика. После подстановки числовых значений получим

dз 2 = 35 + 2•5 = 45 мм

Определяем углубление на торце шестерни

а 3 = (1,5…2)•m = (1,5…2)•1,5 ? 3 мм

Определяем длину консоли

а 0 ? 0,8•dп 2 = 0,8•35 = 28 мм

Консоль а 0 стремятся сделать минимальной. При этом длину заплечика аБ между подшипником и конической шестерней может уменьшаться до значения

аБ = m = 1,5 мм

Определим условную длину консоли

а 1 = аш + В 2/2,

где В 2 - ширина подшипника, В 2 = 17 мм.

а 1 = 14 + 17/2 = 25,5 мм

Определим расстояние ап

ап = 0,25(dп 2 + D2)•tg б,

где D2 = 72мм - наружный диаметр подшипника; а = 26є - угол наклона реакции подшипника.

ап = 0,25(35 + 72)•tg 26є = 3 мм

Уточняем длину консоли

а 0 = а 1 - ап = 25,5 - 13 = 22,5 мм

Сопоставляя с результатом а 0 = 28 мм, получаем неравенство а 0 = 22,5 < 28 мм, что соответствует условию.

Определяем расстояние между подшипниками.

Расстояние между подшипниками а 2 выбирается большее из двух соотношений

а 2 = 0,6•L; а 2 = (2…2,5)•а 1,

где L - расстояние между точками А и В приложения реакций.

а 2 = 0,6•84 = 50,4 мм; а 2 = 2,5•25,5 = 64 мм,

Согласно стандартному ряду Ra40 принимаем а 1 = 25 мм, а 2 = 63 мм.

Определяем расстояние между точками приложения реакций

L2 = a2 + 2•aп = 63 + 2•13 = 89 мм

Определяем диаметр фланца стакана

Da2 = dст + 5•dБ = (77…109) + 5•8 = 140 мм

Болты, крепящие крышку и стакан к корпусу, располагают равномерно по окружности. Диаметр окружности центров болтов на торце фланца определяется по формуле

Dср = 0,5(dст + Dа) = 0,5(100 + 140) = 120 мм

Определяем длину центрирующего пояска

L = 0,5•В = 0,5•17 = 8,5 мм

Т.к. диаметр шейки вала под уплотнение dy2 = 24 мм, то наружный диаметр Dу 2 = 40 мм, ширина Ву 2 = 10 мм, толщина стенки крышки д1 = 5 мм, угол фаски б = 30є, а ее длина ty = 3 мм.

Определим наименьший диаметр выходной шейки тихоходного вала

мм

где М 1 = 30 Н•м - вращающий момент на I-м валу; [фк] = 63 Н/мм 2 - допускаемое касательное напряжение дли тихоходного вала. Округляем полученное значение диаметра до ближайшего согласно ряду Ra20, равному dВ 1 = 14 мм.

Определим длину выходной шейки

LB1 = 1,8•dВ 1 = 1,8•14 = 25 мм

Следующая ступенька вала - это шейка под уплотнение, в качестве которого используется резиновая манжета по ГОСТ 8752-79. Манжета устанавливается в крышке и уплотняет вал. Диаметр шейки определяется по формуле

dy1 = dB1 + 2•t1 = 14 + 2•4 = 22 мм

где t1 = 4мм - высота заплечика между шейками вала.

Длину этой шейки предварительно принимаем, равную диаметру, Ly1 = dy1 = 22 мм.

Определяем диаметр шеек под подшипник

dп 1 = dy1 +(2…4) = 22 + 4 = 26 ? 30 мм

Полученное значение нужно округлить до табличного значения. В нашем расчете 26 ? 30 мм.

Выбираем шариковый радиально-упорный подшипник легкой серии № 36206, у которого dп 1 = 30 мм, D1 = 62 мм, В 1 = 16 мм.

Далее определяем диаметр отверстия в зубчатом колесе и соответствующей ему шейки вала dш 1 по формуле

dш 1 = dп 1 + 2 = 30 + 2 = 32 мм

Определим размеры ступицы колеса

dс 1 = 1,8•dш 1 = 1,8•32 = 57,6 ? 60 мм

Lс 1 = (1,2…1,5)•dш 1 = (1,2…1,5)•32 = 48 мм

Для несопрягаемых размеров выбираем согласно ряду Ra40 dс 1 = 60 мм и Lс 1 = 48 мм

Левый подшипник располагают на расстоянии д2 от наружного цилиндра стакана

д2 = 2m = 2•1,5 = 3 мм

Правый подшипник располагают на расстоянии д1 от правого торца ступицы колеса

д1 = 3m = 3•1,5 = 4,5 мм

Левый торец ступицы колеса упирается в бурт вала диаметром dБ 1. Справа в этот бурт упирается левый подшипник. Диаметр бурта определяется по формуле

dБ 1 = dп 1 + 2tБ = 30 + 2•5 = 40 мм

где = 5 мм - высота заплечика.

Эскизная компоновка корпуса редуктора

Корпус конического редуктора состоит из собственно корпуса и крышки корпуса, которые отливаются из чугуна или легкого сплава. Форма и соотношение размеров отдельных типичных элементов литого корпуса систематизировались и стали довольно определенными.

Размеры корпусных деталей определяют по эмпирическим формулам, выведенным опытным путем.

Определим толщину стенки корпуса

д = 0,025•а + 3 = 0,025•130 + 3 = 6 мм

где а = 130 мм - условное межцентровое расстояние.

Внутренний контур стенки отстоит от зубчатого колеса на расстоянии д4, которое определяется по формуле

д4 = 4m = 4•1,5 = 6 мм

Определим расстояние bp

bp = 2,5•dc + д = 2,5•10 + 6 = 31 мм

где dc = 10 мм - диаметр стяжного болта.

Определим расстояние ас

ас = 0,5•Da = 0,5•140 = 70 мм

Определим толщину полки разъема редуктора

t = 1,5•dc = 1,5•10 = 15 мм

Определим толщину полки у бобышки

tc = 0,3•Da = 0,3•140 = 42 мм

Определим расстояние от центра болта до края утолщения

с = 1,5•dc = 1,5•10 = 15 мм

Дно редуктора делают с уклоном 2є на расстоянии h0 от колеса. Нижний уровень НУ масла должен быть таков, чтобы зубья конического колеса были погружены по всей ширине зуба. Верхний уровень ВУ должен отстоять от нижнего на 9 мм. Для данного конического редуктора выбрано h0 = 42 мм. Сливное отверстие в корпусе закрыто резьбовой пробой. Толщина подошвы tф = 1,5•dф = 1,5•12 = 18 мм, где dф = 12 мм - диаметр фундаментального болта. Отверстие под болт располагают на расстоянии Lф ? 1,5•dф = 18 мм. Круглые приливы делают диаметром Dф = 2dф = 2•12 = 24 мм и высотой k = 2…3 мм. Их фрезеруют, обеспечивая перпендикулярность торца прилива к оси отверстия фундаментального болта.

По контуру люка в потолочной стенке делают прилив толщиной

t = д + 6 = 6 + 6 = 12 мм

Проверочный расчет редуктора

Проверочный расчет зубьев шестерни на изгиб

Определим коэффициент формы зуба шестерни для эквивалентного числа зубьев при д1 = 36,2є

z1э = z1 / cos д1 = 73 / cos 36,2 = 90,5

По таблице для z1э = 90,5, находим у 1э = .

Определим окружную скорость

мм/с = 5,22 м/с

Для 8 степени точности и х = 5,22 < 10 м/с, kua = 1,35, kuв = 1, kuх = 1,4.

Находим поправочный коэффициент

ku = kua • kuв • kuх = 1,35•1•1,14 = 1,89

Определим действительное число циклов

N1 = 60•n1•h = 60•955•40000 = 2,3•109 > 4•106,

поэтому

Определим допускаемое напряжение

[уu] = (1,8•НВ / 1,75) • = (1,8•250 / 1,75) • 1 = 257 Н/мм 2.

Делаем проверку прочности зубьев шестерни на изгиб

Н/мм 2.

Запас прочности составляет [уu] / уu1 = 257 / 177 = 1,45 раза.

Проверочный расчет зубьев шестерни на контактную прочность

Находим поправочный коэффициент

ku = kua • kuв • kuх = 1•1•1,2 = 1,2

Находим коэффициент контактных напряжений

Сн 0 = (НВ - 100) / = (250 - 100) / 100 = 1,5 Н/мм 2

Находим действительное число циклов перемены напряжений.

N = 60•n2•h = 60•694,5•40000 = 1,7•109

т.к. N = 1,7•109 > N0, то

Находим допустимый коэффициент контактных напряжений

[Cн] = Сн 0 • = 1,5•1 = 1,5 Н/мм 2

Произведем проверочный расчет

< [Cн] = 1,5 Н/мм 2

Запас прочности составляет [Cн] / Сн = 1,5 / 1,1 = 1,36 раза.

Проверочный расчет вала

Определим расстояние L1, L2, L3 между опорными точками вала

L3 = 0,5•LВ 2 + Lу 2 + а = 0,5•28 + 24 + 13 = 51 мм

где расстояние а находим по формуле

мм

L2 = Lc2 + Lп 2 -а - b = 89 + 25 - 13 - 9 = 92 мм

L1 = В + LБ 2 -а - b = 89 + 28 - 13 - 9 = 95 мм

Строим эпюру крутящих моментов, если Мк = М 2 = 40,4 кН•мм или Мк ? 41 кН•мм

Рис. 1. Эпюра крутящих моментов

Разрабатываем расчетную схему

Вал изображаем как балку AD на двух опорах А и С. К балке приложены внешние силы: Ft, Fr2 и Fa2 в полюсе зацепления П, который жестко связан с балкой и составляет с ней единое целое, и тяговая сила Fв винтовой передачи в точке D. В опорах А и С будут возникать реакции. Радиальные реакции подшипников прикладывают к оси вала. Для радиально-упорных подшипников расстояние а между точкой приложения С и торцом подшипника определяется по формуле:

a = 0,5[B + 0,5(d+D)•tg б] = 0,5[16 + 0,5(30 + 62)•tg 12] = 13

Осевая реакция А прикладывается к подшипнику, на который давит сила Fa2 в точке С. Реакция А = Fa2. Складываем геометрически силы Ft и Fr2

Н

где Ft = 2•M2 / dm1 = 2•40,4•013 / 104,4 = 774 Н

Fr2 = Ft • tg б • sin д1 = 774 • tg 20 • sin 36,2 = 166,2 Н

Fа 2 = Ft • tg б • cos д1 = 774 • tg 20 • cos 36,2 = 227,4 Н

Полученную силу F2 прикладываем в полюсе П. В полюсе П прикладываем и осевую точку Fа 2.

Для определения радиальной реакции RА составляем уравнение равновесия моментов от внешних сил, приложенных к балке. Равновесие рассматриваем относительно точки С, чтобы избавиться от реакции RА.

?Мс = F2•L2 - Fa2•rm2 + Fв•L3 - RA•(L1 + L2) = 0,

откуда найдем искомую реакцию

Н = 0,54 кН.

Находим реакцию RC, спроектировав силы на ось Y.

?Y = RA - F2 + RC + Fв = 0,

Откуда

RC = - RA + F2 - Fв = - 540 + 791,6 - 1250 = - 998 H ? - 1 кН

Спроектируем силы но ось Х

?Х = Fа 2 - А = 0,

откуда найдем осевую реакцию А опоры С

А = Fа 2 = 227,4 Н.



Строим эпюру изгибающих моментов

1) Изгибающий момент на участке I

Mu1 = Ra•x1,

т.к. 0 ? x1 ? L1, то в точке А Mu1 = 0, а в точке В Mu1 = Ra•L1 = 540•95 = 51300 Н•мм ? ? 51 кН•мм.

2) В точке В приложен сосредоточенный момент

3)

m = Fa2•rm2 = 227,4•84,7 = 19295 Н•мм ? 19,3 кН•мм.

В этой точке изгибающий момент Mu1 от первого участка скачком возрастает на величину m, т.е.

Mu2 = Mu1 + m = 51300 +19295 = 70595 Н•мм ? 70,6 кН•мм.

4) Изгибающий момент на участке III

Mu3 = Fв•x3,

т.к. 0 ? x3 ? L3, то в точке D Mu3 = 0, а в точке В Mu3 = Fв•L3 = 1250•51 = 63750 Н•мм ? ? 64 кН•мм.

Откладываем на эпюре контрольные точки в масштабе м = 3,17 кН/мм и строим эпюру.



Рис. 3. Эпюры изгибающих моментов

Намечаем опасные сечения

В соответствии с эпюрами изгибающих и крутящих моментов и размерами валов намечаем опасные сечения I-I и II-II. В этих сечениях моменты достигают максимальных значений и имеются концентраторы напряжений. В этих сечениях необходимо проверить вал на сопротивление усталости.

Проверку будем делать двумя методами: сопоставлением эквивалентного напряжения допускаемому, т.е.

уэ = Мэ / W ? [у-1]

и сопоставлением расчетного коэффициента запаса прочности допускаемому, т.е.

s = sу•sф / .

Определяем эквивалентные моменты в сечениях I-I и II-II

В сечении I-I по формуле

кН•мм

В сечении II-II по той же формуле

кН•мм

Находим осевые моменты сопротивления

В сечении I-I по таблице для диаметра dш 2 = 32 мм Wх 1 = 2730 мм 3.

В сечении II-II по формуле

Wх 2 = р•dп 3 / 32 = 3,14•303 / 32 = 2650 мм 3.

Определим комплексный коэффициент концентрации

В сечении I-I

е = 0,88 - масштабный коэффициент для диаметра dш 1 = 32 мм;

в = 1 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

kу = 2,8 - коэффициент концентраций напряжений;

[n] = 2,1 - коэффициент запаса прочности;

комплексный коэффициент

k = е •в / kу•[n] = 0,88•1 / 2,8•2,1 = 0,15.

В сечении II-II

е = 0,88 - масштабный коэффициент для диаметра dш 1 = 32 мм;

в = 1 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

kу = 2,1 - коэффициент концентраций напряжений;

[n] = 2,1 - коэффициент запаса прочности;

комплексный коэффициент

k = е •в / kу•[n] = 0,88•1 / 2,1•2,1 = 0,2.

Определим допускаемое напряжение от изгиба с кручением

[у-1] = k•у-1,

где = 380 Н/мм 2 - предельное напряжение при симметричном цикле для стали 45

В сечении I-I

[у-1] = 0,15•380 = 57 Н/мм 2

В сечении II-II

[у-1] = 0,2•380 = 76 Н/мм 2

Проверяем прочность вала

В сечении I-I

уэ 1 = Мэ 1 / Wх 1 = 81000 / 2730 =29,7 Н/мм 2 < [у-1] = 57 Н/мм 2

В сечении II-II

уэ 2 = Мэ 2 / Wх 2 = 75000 / 2650 = 28,3 Н/мм 2 < [у-1] = 76 Н/мм 2

В обоих сечениях прочность удовлетворительна

Определяем полярные моменты сопротивления

В сечении I-I по таблице для диаметра dш 2 = 32 мм Wр 1 = 5940 мм 3.

В сечении II-II по формуле

Wр 2 = р•dп 3 / 16 = 3,14•303 / 16 = 5300 мм 3.

Определяем амплитуды нормальных напряжений при симметричном цикле В сечении I-I

уа 1 = Мu1 / Wр 1 = 70600 / 5940 =13,4 Н/мм 2

В сечении II-II

уа 2 = Мu2 / Wр 2 = 64000 / 5300 = 12,1 Н/мм 2

Определяем амплитуды нормальных напряжений при отнулевом цикле

В сечении I-I

фа 1 = фmax / 2 = Мк / 2•Wр 1 = = 40000 / 2•5940 = 3,4 Н/мм 2

В сечении II-II

фа 2 = фmax / 2 = Мк / 2•Wр 2 = 40000 / 2•5300 = 3,8 Н/мм 2

Коэффициент концентраций напряжений

В сечении I-I

kх = 1 - коэффициент влияния поверхностного уплотнения;

kхd = 3,46 для диаметра dш 2 = 32 мм и ув = 800 Н/мм 2 - коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений и влияние диаметра сечения;

kF = 1 - коэффициент влияния шероховатости поверхности

коэффициент концентрации нормальных напряжений

kу1 = (kхd + kF - 1) / kх = (3,46 + 1 - 1) / 1 = 3,46

kхd = 2,48 для диаметра dш 2 = 32 мм и ув = 800 Н/мм 2 - коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений и влияние диаметра сечения;

коэффициент концентрации касательных напряжений

kф1 = (kхd + kF - 1) / kх = (2,48 + 1 - 1) / 1 = 2,48

В сечении II-II

kх = 1 - коэффициент влияния поверхностного уплотнения;

kхd = 3,43 для диаметра dп 2 = 30 мм и ув = 800 Н/мм 2 - коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений и влияние диаметра сечения;

kF = 1 - коэффициент влияния шероховатости поверхности

коэффициент концентрации нормальных напряжений

kу2 = (kхd + kF - 1) / kх = (3,43 + 1 - 1) / 1 = 3,43

kхd = 2,46 для диаметра dп 2 = 30 мм и ув = 800 Н/мм 2 - коэффициент, учитывающий концентрацию напряжений и влияние диаметра сечения; коэффициент концентрации касательных напряжений

kф2 = (kхd + kF - 1) / kх = (2,46 + 1 - 1) / 1 = 2,46

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

В сечении I-I

sу1 = у-1 / уa1 • kу1 = 260 / 13,4 • 3,46 = 5,6

где у-1 = 260 Н/мм 2

sф1 = ф-1 / фa1 • kу1 = 150 / 3,4 • 2,48 = 17,8

где ф-1 = 150 Н/мм 2

В сечении II-II

sу2 = у-1 / уa2 • kу2 = 260 / 12,1 • 3,43 = 6,3

sф2 = ф-1 / фa2 • kу2 = 150 / 3,8 • 2,46 = 16

Проверяем условие прочности вала

В сечении I-I

> [s] = 2,1,

В сечении II-II

> [s] = 2,1.

Определим действительные запасы прочности вала

Метод эквивалентного напряжения:

В сечении I-I

n1 = [у-1]1 / уэ 1 = 57 / 29,7 = 1,9,

В сечении II-II

n1 = [у-1]1 / уэ 2 = 76 / 28,3 = 2,7.

Метод расчетного коэффициента запаса прочности:

В сечении I-I

n1 = s1 / [s] = 5,3 / 2,1 = 2,5,

В сечении II-II

n2 = s2 / [s] = 5,9 / 2,1 = 2,8.

Если взять среднее значение допускаемого коэффициента запаса прочности

[s]ср = (1,3 + 2,1) / 2 = 1,7, то получим:

В сечении I-I

n1 = s1 / [s]ср = 5,3 / 1,7 = 3,1,

В сечении II-II

n2 = s2 / [s]ср = 5,9 / 1,7 = 3,5.

Простым сравнением можно прийти к выводу, что оба метода дают близкие по точности результаты и могут применяться для проверочных расчетов вала.

Проверочный расчет подшипников

Определим отношение

А / С 0 = 227,4 / 12000 = 0,019,

согласно которому находим методом интерполяции коэффициент е = 0,34.

Подшипник в опоре А нагружен только радиальной силой RА, а в опоре С радиальной силой RС и осевой - А. Т.к. RА < RС, то расчету подлежит подшипник в опоре С, учитывая, что этот подшипник нагружен еще осевой силой. Для опоры С определяем отношение А / RС = 227,4 / 998 = 0,23 < е = 0,34. В этом случае Х = 1, Y = 0.

Определяем эквивалентную нагрузку подшипника С

QС = RС • kБ • kТ = 988•1,4•1 = 1383 Н ? 1,4 кН.

Находим номинальную долговечность более нагруженного подшипника

L = a•(C / QС)m = 0,7•(22 / 1,4)3 = 2716 ч.

Рассчитываем базовую долговечность

Lh = 106•L / 60n = 106•2716 / 60•694,5 = 65200 > [Lh] = 10000ч,

что больше требуемой долговечности.

Заключение

В данной курсовой работе был произведен расчет конического редуктора. Был произведен подбор электродвигателя для данного редуктора, рассчитаны геометрические и кинематические параметры механизма. Произведен силовой расчет механизма. Также произведены расчеты основных размеров зубьев и корпуса редуктора.

Над полученным редуктором был произведен проверочный расчет. Конические зубчатые колеса были проверены на изгиб и на контактную прочность. Также были рассчитаны на прочность валы и подшипники.

Проверочные расчеты показали, что полученный редуктор обладает большой прочностью.

Также в курсовой работе были выполнены графические работы.

Список используемой литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.

2. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для ВУЗов М.: Высшая школа, 1982.

3. Руппель А.И. Основы механики: Программа, методические указания и контрольные задания. Омск: Изд-во СибАДИ, 2001.

4. Руппель А.И. Краткий курс механики: Учебное пособие. Омск: Изд-во СибАДИ, 2003.

5. Цехнович Л.И. Атлас конструкций редукторов. Киев: Высшая школа, 1990.

Размещено на Allbest.ru