Привод грузоподъемной машины
Проектирование привода лебедки. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора. Расчет быстроходной и тихоходной ступени передачи. Подбор подшипников качения и шпоночных соединений. Уточненные расчеты валов на прочность. Подбор системы смазки.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 23.10.2011 |
| Размер файла | 338,0 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Содержание
вал редуктор привод подшипник лебедка
Введение
1. Проектирование привода лебедки
2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора
3. Статическое исследование редуктора
4. Расчет зубчатых колес редуктора
4.1 Определение исходных расчетных данных зубчатой передачи
4.2 Геометрические параметры зубчатой передачи
5. Расчет быстроходной ступени передачи
5.1 Базовые числа циклов
5.2 Предел выносливости
5.3 Коэффициенты долговечности
5.4 Определение допустимых контактных напряжений
5.5 Определение допускаемых напряжений изгиба
5.6 Числа циклов напряжений
5.7 Контактные напряжения
5.8 Напряжения изгиба
6. Расчет тихоходной ступени передачи
6.1 Базовые числа циклов
6.2 Предел выносливости
6.3 Коэффициенты долговечности
6.4 Определение допустимых контактных напряжений
6.5 Определение допускаемых напряжений изгиба
6.6 Числа циклов напряжений
6.7 Контактные напряжения
6.8 Напряжения изгиба
7. Определение размеров валов
8. Подбор подшипников качения
9. Подбор шпоночных соединений
10. Уточненные расчеты валов на прочность
11. Муфта
12. Расчет и конструирование корпусных деталей и крыше
12.1 Общие рекомендации
12.2 Конструктивное оформление соединений
12.3 Определение размеров корпусных деталей
13. Подбор системы смазки
14. Обоснование выбора посадок и расчет зазоров и натягов
14.1 Обоснование для быстроходного вала редуктора
14.2 Обоснование для промежуточного вала редуктора
14.3 Обоснование для тихоходного вала редуктора
Заключение
Список литературы
Введение
Привод грузоподъемной машины был сконструирован для передачи крутящего момента на барабан, который обеспечивает поднятие груза со скоростью 0,65 м/с.
Привод грузоподъемной машины (лебедки) (рис. 1) состоит из электродвигателя, редуктора, барабана, троса. Электродвигатель и барабан присоединены к редуктору при помощи муфт. Подъем груза осуществляется тросом, который наматывается на барабан. Барабан приводится в движение от электродвигателя через редуктор и муфты. Редуктор осуществляет повышение крутящего момента и снижение частоты вращения до требуемой величины.
Рис. 1 Схема привода барабана
Редуктор соосный, состоит из быстроходной косозубой передачи и тихоходной косозубой передачи. Смазка зубчатых колес и подшипников осуществляется разбрызгиванием.
Для корпуса редуктора была применена современная конструкция. Все выступающие элементы устранены с наружных поверхностей и введены внутрь. Лапы под фундаментные болты не выступают за габариты корпуса. Проушины для подъема и транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом.
Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.
Исходные данные.
Рис. 2
Fк- усилие в канате, Fк=8500 Н;
V-скорость наматывания каната на барабан, V=0,65 м/с;
Режим работы - 3.
ГОСТ 21354-87
1. Проектирование привода лебедки
Подбор каната, определение частоты его вращения:
1) определяем диаметр каната
dк =0,13=0,13=11,23 мм
2) определяем диаметр барабана
Dб ?(е-1)3dк =17 * 9,1 = 155 мм
где е=18 - для среднего режима работы
3) определяем необходимый крутящий момент на барабане
Тб===659 Н3м
4) определяем частоту вращения барабана
N===80 об/мин
Подбор электродвигателя:
1) необходимая расчетная мощность электродвигателя
P=,
где ? - суммарный КПД привода
где hб - КПД барабана лебедки, ?б =0,85
hм - КПД муфты, ?м =1
hзац - КПД зацепления зубчатых колес, ?зац =0,97
hп - КПД подшипников, ?п =0,99
Тогда, мощность электродвигателя будет равна
P== 7,26 кВт
Размещено на http://www.allbest.ru/
Номинальная мощность эл/д - 7,5 кВт.
Момент на зубчатом колесе тихоходной ступени:
TH = число букв фамилии *1500 =10500
ТНЕ = 10500 * 0,25 = 2625 часов
2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора
Выбор оптимального варианта компоновки редуктора осуществляется по 2 критериям:
1) по минимальному объему корпуса;
2) по минимальной массе зубчатых колес.
Рис. 3
1. Условная длина редуктора
L=
1) L=
2) L=
3) L=
4) L=
5) L=
2. А=max d 2т или d2б
1) А=264,62 мм
2) А=258,46 мм
3) А=248,72 мм
4) А=253,85 мм
5) А=258,97 мм
3. В = bwT + bwБ +(0,45 * aw ) +2a
1) В=71.6 + 14.5 + 0.45 * 160 + 2 * 10.48 = 179,06 мм
2) В=175,76 мм
3) В=179,74 мм
4) В=184,04 мм
5) B=187.22 мм
4. Условная масса зубчатых колес:
m =
1) m = 36,5 кг
2) m = 33,8 кг
3) m = 32,1 кг
4) m = 23 кг
5) m = 34 кг
5. Объем корпуса редуктора
V=L3A3В
1) V=0,0198 м3
2) V=0,0190 м 3
3) V=0,0175 м 3
4) V=0,0183 м 3
5) V=0.0190 м3
Строим график зависимости V и m от количества вариантов (рис. 4).
m V m V
Рис. 4
Размещено на http://www.allbest.ru/
N
Руководствуясь условием наибольшей компоновки редуктора, а также наименьшей его массы, выбираем оптимальный вариант компоновки редуктора - вариант 3.
3. Статическое исследование редуктора
Рис. 5
Определение крутящих моментов.
T2T = 747 H•m
-момент на шестерне тихоходной ступени
T1T =
-момент на колесе быстроходной ступени
-момент на шестерне быстроходной ступени
-момент на входном конце ведущего вала
Силы в зацеплениях.
Тихоходная ступень.
-окружная сила
-осевая сила
-радиальная сила
Быстроходная ступень
-окружная сила
-осевая сила
-радиальная сила
Частота вращения валов.
-частота вращения быстроходного вала
-частота вращения промежуточного вала
4. Расчеты зубчатых колес редуктора
4.1 Определение исходных расчетных данных зубчатой передачи
При выборе материалов для зубчатых колес необходимо обеспечить прочность зубьев на изгиб, стойкость поверхностных слоев зубьев и сопротивление заеданиям.
Материалы и термообработку зубчатых колес выбираем по справочнику.
Тихоходная ступень:
Шестерня - материал сталь 35ХН
Твердость поверхности зубьев 45…53НRC
Термообработка - ТВЧ
Колесо - материал Сталь 40ХН
Твердость поверхности зубьев 230…260НВ
Термообработка - улучшение
Быстроходная ступень:
Шестерня - материал сталь 35ХН
Твердость поверхности зубьев 45…53НRC
Термообработка - ТВЧ
Колесо - материал Сталь 40ХН
Твердость поверхности зубьев 230…260НВ
4.2 Геометрические параметры зубчатой передачи
Быстроходная:
Число зубьев
Шестерни z1 =20
Колеса z2 =97
Передаточное число
U= =4,85
Межосевое расстояние
aw=150 мм
Высота зуба
h=2,253m=2,2532,5 =5,625
Нормальный модуль
mn=h/2,25=5,625/2,25=2,5
Угол наклона линии зуба на делительном цилиндре
соs= [mn3(z1 +z2 )]/(23 aw )=[2,53(20+97)]/(23150)=0,975
=12,8393
Модуль торцовый
mt = mn / соs=2,5/0,975=2,56
Делительный диаметр:
Шестерни
d1 = mt3 z1 =2,56320=51,28 мм
Колеса
d2 = mt3 z2 =2,56397=248,72 мм
Диаметр окружности вершин:
Шестерни
=d1 +23mn =51,28+2*2,5=56,28мм
Колеса
= d2 +23mn =248,72+2*2,5=253,72 мм
Диаметр окружности впадин:
Шестерни
=d1 -2,53mn =51,28-2,532,5 =45,03 мм
Колеса
=d2 -2,53mn =248,72-2,5 *2,5=242,47 мм
Ширина венца колеса
Минимальная ширина венца колеса при ?1,1
-коэффициент осевого перекрытия
Принимаем
Длина общей нормали:
1) Шестерни
W1 =
=мм
Где
zw1Т =1+=1+
- число зубьев охватываемых при замере длины общей нормали,
a=203 - стандартный угол профиля исходного контура.
2) Колеса
W2 =
=мм
Где
zw2Т =1+=1+11,77 ?12
Тихоходная:
Число зубьев
Шестерни z1 =25
Колеса z2 =92
Передаточное число
U= =3,68
Межосевое расстояние
aw=150 мм
Высота зуба
h=2,253m=2,2532,5 =5,625
Нормальный модуль
mn =h/2,25=5,625/2,25 =2,5
Угол наклона линии зуба на делительном цилиндре
соs= [mn3(z1 +z2 )]/(23 aw )=[2,53(25+92)]/(23150)=0,975
=12,8393
Модуль торцовый
mt = mn / соs=2,5/0,975=2,564
Делительный диаметр:
Шестерни
d1 = mt3 z1 =2,564325=64,1 мм
Колеса
d2 = mt3 z2 =2,564392=235,9 мм
Диаметр окружности вершин
Шестерни
=d1 +23mn =64,1+232,5=69,1 мм
Колеса
= d2 +23mn =235,9+232,5=240,9мм
Диаметр окружности впадин
Шестерни
=d1 -2,53mn =64,1-6,25 =57,87 мм
Колеса
=d2 -2,5Чmn =235,9-6,25 =229,65 мм
Ширина венца колеса при
b
Принимаем вWT= 44 мм
Принимаем мм
Длина общей нормали:
1) Шестерни
W1 =
=мм
Где
zw1Т =1+=1+? 4
- число зубьев охватываемых при замере длины общей нормали,
?=203 - стандартный угол профиля исходного контура.
2) Колеса
W2 =
=мм
Где
zw2Т =1+=1+?11
5. Расчет быстроходной ступени передачи
5.1 Базовые числа циклов
-базовое число циклов; для стальных колес
5.2 Предел выносливости
для закалки
для термообработки улучшение
5.3 Коэффициенты долговечности
-базовое число циклов
NHE - эквивалентное число циклов
(III режим работы)
5.4 Определение допустимых контактных напряжений
предел выносливости контактной поверхности зубьев
5.5 Определение допускаемых напряжений изгиба
Предел выносливости по напряжениям изгиба
коэффициент безопасности
- коэффициент долговечности
базовое число циклов;
- эквивалентное число циклов;
- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения (реверсирования) нагрузки. при нереверсивной работе
5.6 Число циклов напряжений
тогда
5.7 Контактные напряжения
Коэффициент нагрузки
-коэффициент динамической нагрузки
-коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по напряжениям изгиба
-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. - коэффициент торцевого перекрытия.
Передача по контактным напряжениям прочная
5.8 Напряжения изгиба
коэффициент формы зуба; определяем по графику в зависимости от коэффициента смещения и эквивалентного числа зубьев.
Окружная сила
Коэффициент нагрузки
где - коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по напряжениям изгиба
коэффициент динамической нагрузки
Эквивалентное числа зубьев
Коэффициенты формы зуба, определяем по графику в зависимости от коэффициента смещения и эквивалентного числа зубьев шестерни.
При расчете косозубой передачи коэффициент определяется по формуле:
,
где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности и окружной скорости;
- коэффициент торцевого перекрытия;
- коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии;
Передача по напряжениям изгиба выполняется.
6. Расчет тихоходной ступени передачи
6.1 Базовые числа циклов
-базовое число циклов; для стальных колес
6.2 Предел выносливости
для закалки.
для термообработки улучшение
6.3 Коэффициенты долговечности
-базовое число циклов.
NHE - эквивалентное число циклов
(III режим работы)
6.4 Определение допустимых контактных напряжений
предел выносливости контактной поверхности зубьев
6.5 Определение допускаемых напряжений изгиба
Предел выносливости по напряжениям изгиба
коэффициент безопасности
- коэффициент долговечности
базовое число циклов; - эквивалентное число циклов;
- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения (реверсирования) нагрузки. при нереверсивной работе
6.6 Число циклов напряжений
тогда
6.7 Контактные напряжения
Коэффициент нагрузки
-коэффициент динамической нагрузки
-коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по напряжениям изгиба
-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
-коэффициент торцевого перекрытия.
Передача по контактным напряжениям прочная
6.8 Напряжения изгиба
коэффициент формы зуба; определяем по графику в зависимости от коэффициента смещения и эквивалентного числа зубьев.
Окружная сила
Коэффициент нагрузки
где - коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по напряжениям изгиба
коэффициент динамической нагрузки
Эквивалентное числа зубьев
Коэффициенты формы зуба, определяем по графику в зависимости от коэффициента смещения и эквивалентного числа зубьев шестерни.
При расчете косозубой передачи коэффициент определяется по формуле:
где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности и окружной скорости;
- коэффициент торцевого перекрытия;
- коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии;
Передача по напряжениям изгиба прочная.
7. Определение размеров валов
Входной и выходной валы редуктора имеют консольные участки для установки муфт.
Размеры выходного вала определяются:
Быстроходный вал (рис. 6)
Рис. 6
d=(7…8)3=83=28,536 мм
-вращающий момент на входном валу
С учетом диаметра вала электродвигателя
Принимаем d=32 мм
мм
l =48 мм
Диаметр под подшипник dп =35 мм
Наружная резьба хвостовика
Принимаем М24
Длина резьбового участка
Принимаем мм
Промежуточный вал
Диаметр вала под колесом:
=(6…7)3=73=41,7 мм
-вращающий момент на промежуточном валу
Округляем dк=42 мм
Диаметр под подшипник
принимаем dп =40 мм
Тихоходный вал (рис. 7)
Рис. 7
Диаметр выходного конца вала:
d=(5…6)3=53=45,37 мм
-вращающий момент на тихоходном валу
Округляем d=48 мм
l =72 мм
Диаметр под подшипник
dп =d +33r=48+332,5=55,5 мм
принимаем dп =55 мм
Диаметр под колесом dк= 56 мм
Внутренняя резьба хвостовика
Принимаем =М20
Длина резьбового участка
Принимаем мм
8. Подбор подшипников качения
Быстроходный вал =35 мм
Выбираем подшипник №307 (С=26,2 кН; С0=17,9 кН) ГОСТ 8338-75; подшипники шариковые радиальные средней серии.
Схема установки «враспор»
Промежуточный вал =40 мм
Выбираем подшипник №208 (С=25,6 кН; С0 =18,1 кН) ГОСТ 8338-75; подшипники шариковые радиальные легкой серии.
Рис. 8
Размещено на http://www.allbest.ru/
Радиальные нагрузки на подшипник
Подшипники радиальные шариковые легкой серии
№208 , ГОСТ 8338-75
d = 40 мм
D = 80 мм
В = 18 мм
С = 25,6 кН
С0 = 18,1 кН
Эквивалентная нагрузка в опоре 2
Х = 1 коэффициент радиальной нагрузки
V = 1 коэффициент кольца
=1,3 коэффициент безопасности
= 1 при t ? 100
д/3 режима
Ресурс подшипника в опоре
Часов
часов
Подшипник годится
Схема установки «враспор»
Тихоходный вал =55 мм
Выбираем подшипник №311(С=71,500 кН; С0= 41,500 кН) ГОСТ 8338-75 подшипники шариковые радиальные средней серии.
Схема установки «враспор»
Проверяем выполнение условия:
С = 71,5 кН > { C } = 57,34 кН
Где { C } - требуемая динамическая грузоподъемность, содержащаяся в распечатке.
9. Подбор шпоночных соединений
Быстроходный вал
Исходные данные для расчета
Т=45380 Нмм.
dв=32мм.
По ГОСТ 23360-78 выбираем призматическую шпонку со скругленными концами с размерами:
Ширина b=10мм,
Глубина паза в теле вала t1=4мм,
Глубина паза в теле ступицы t2=4,3мм,
Рабочую длину шпонки принимаем равной lр=45 мм
Проверки шпонки на смятие
где [см]=110…..200МПа - допускаемое напряжение
Условие прочности смmax [см] выполняется.
Промежуточный вал
Исходные данные для расчета шпонки на колесе
Т=44391 НЧмм.
dв=42 мм.
По ГОСТ 23360-78 выбираем призматическую шпонку со скругленными концами с размерами:
Ширина b=12мм,
Глубина паза в теле вала t1=4мм,
Глубина паза в теле ступицы t2=4,3мм,
Рабочую длину шпонки принимаем равной lр=32
Проверки шпонки на смятие
где [см]=110…..200МПа - допускаемое напряжение
Условие прочности смmax [см] выполняется.
Тихоходный вал
Исходные данные для расчета шпонки на колесе
Т=21100 Н?мм.
dв=56 мм.
По ГОСТ 23360-78 выбираем призматическую шпонку со скругленными концами с размерами:
Ширина b=14мм,
Глубина паза в теле вала t1=6м,
Глубина паза в теле ступицы t2=4,3мм,
Рабочую длину шпонки принимаем равной lр=55
Проверки шпонки на смятие
где [см]=110….200МПа - допускаемое напряжение
Условие прочности смmax ?[см] выполняется.
Исходные данные для расчета шпонки на выходном конце
Т=747000 Н?мм.
dв=48мм.
По ГОСТ 23360-78 выбираем призматическую шпонку со скругленными концами с размерами:
Ширина b=14мм,
Глубина паза в теле вала t1=7мм,
Глубина паза в теле ступицы t2=5,4мм,
Рабочую длину шпонки принимаем равной lр=70
Проверки шпонки на смятие
где [см]=110…..200МПа - допускаемое напряжение
Условие прочности смmax <[см] выполняется.
10. Уточненные расчеты валов на прочность
Валы - детали, предназначенные для передачи крутящего момента вдоль своей оси и для поддержания вращающихся деталей машин.
Рассчитаем на прочность промежуточный вал (рис. 8).
Рис. 8
а=45 мм, в=110 мм, с=70 мм
Определим нагрузку в опорах. Вертикальная плоскость Х-Y (рис. 9):
рис. 9
Горизонтальная плоскость Х-Z (рис. 10):
рис. 10
Находим изгибающий момент в вертикальной плоскости (рис. 11):
1) 0<X<а
Mz(x) = R3y x
Мz(0)=0
Mz(в)=-R3y а=-629,6*45=-283Нм
2) а<X<(а+в)
Mz(x)=-R3y а+F t2б (а+в)
Мz(в)=-R3y а=-629,6*45=-283Нм
Мz(в+с)=-R3y (в+с)+F t2б (в+с-в)=- 629,6 (45+70)-1752*110 =-120 Нм
3) (а+в)<X<(а+в+с)
Mz(х)=-R3y а+F t2б (а+в)- F t1т (с)
Мz(а+в+с)=-R3y (в+с)+F t2б (а+в) )-F t1т (с)= 0 Нм
Находим изгибающий момент в горизонтальной плоскости (рис. 11)
1) 0<X<а
Mу(x)=-R3y x
Му(0)=0
Mу(в)=R3z а=2454,3*38=93 Нм
2) а<X<(а+в)
Mу(x)=R3z x-F r2б (x-в)-Fa2б dw1 /2
Му(а)=R3z а+Fa2б dw1 /2=2454,3*38+384,7*120=139,4Нм
Му(а+в)=R3z (а+в)-F r2б (в) +Fa1Т dw2 /2=2533,8 (45+110)--634,6*110-384,7*120=276 Нм
3) (а+в)<X<(а+в+с)
Mу(х)=R3z x-F r2б (x-а)- Fr1т (х-(а+в)) -Fa1б d21 /2-Fa1Т dw2 /2
Му(а+в)=R3z (а+в)-F r2б (а+в) -Fa1б dw2 /2-Fa1т dw1 /2=-77,14 Нм
Mу()=R3z(а+в+с)-F r2б (в+с)- F r1т (с) -Fa1б dw2 /2-Fa1Т dw1 /2 =0
Суммарный изгибающий момент:
М =
0<X<а
М(а)==297Нм
а<X<(а+в)
М(а)==315Нм
М(а+в)==301Нм
(а+в)<X<(а+в+с)
М(а+в)==143Нм
М (а+в+с)=0
Максимальный изгибающий момент М =315 Нм
Крутящий момент Т = 45,38 Нм
Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (а =mаx , м =0), а касательные напряжения - по пульсирующему циклу (а = м =0,5). Материал вала - сталь 45 (т =500 МПа, в =750 МПа, -1 =330 МПа, -1 =180 МПа).
Рассмотрим второе сечение
Изгибающий момент М =93 Нм
Крутящий момент Т=45,38 Нм
Рис. 11
а =м =0,5=(0,5Т)/(0,2d 3)-(b t1 (d-t1) 2/2d))=
=(0,5*45,38*10 3)/(0,2*42 3) -(12*4(42-4) 2/2*42))=823,5 МПа
а =М/((0,1d 3)-(b t1 (d-t1) 2/2d))=(93*10 3)/((0,1*42 3)-(12*4(42-4) 2/2*42))=812,4 МПа
Запас прочности рассчитывается по формуле:
где К=1,7 - для шпоночного паза
=0,15 - для углеродистой стали
=0,63 - для углеродистой стали
=1
где К=1,4 - для шпоночного паза [5]
=0,1 - для углеродистой стали [5]
=0,63 - для углеродистой стали [5]
=1 [2]
Запас прочности:
S===0,1МПа
Рассмотрим третье сечение
а =м =0,5=(0,5Т)/(0,2d 3)=(0,5*93*10 3)/(0,2*64,1 3)=0,9 МПа
а =М/(0,1d 3)=(315*10 3)/(0,1*64,1 3)=11,96 МПа
Запас прочности рассчитывается по формуле:
S =
Запас прочности:
Так как S>[S]=1,5, то условие прочности соблюдается.
Проверка статической прочности при перегрузках.
экв. =<[]
Больше всего напряжено третье сечение.
и === 24 МПа
МПа
[]=0,8Т =0,8*650=520 МПа
следовательно
экв.==24,2 МПа
экв<[]
24,2 МПа520 МПа
11. Муфта
Муфтами в технике называют устройства, которые служат для соединения концов валов, стержней, труб, электропроводов и т.д.
Широко применяемые муфты стандартизированы. Основной паспортной характеристикой муфты является значение вращающего момента, на передачу которого она рассчитана.
В конструкции приводной станции для присоединения редуктора к электродвигателю применяем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-93. Упругая связь полумуфт позволяет: компенсировать несоосность валов; изменить жесткость системы в целях устранения резонансных колебаний; снизить ударные перегрузки.
Упругий элемент муфты работает на кручение. Это придает муфте большую энергоемкость, высокие упругие и компенсирующие свойства.
По справочнику назначаем параметры муфты относительно номинального крутящего момента на быстроходном валу.
Ткр=45380 Нм
d=32 мм - посадочный диаметр;
D?125мм - внешний диаметр;
l1=60мм - длина полумуфты.
l2=60мм - длина полумуфты.
12. Расчет и конструирование корпусных деталей и крышек
К корпусным деталям относятся детали, обеспечивающие взаимное расположение деталей узла и воспринимающие основные силы, действующие в машине. Корпусные детали получают методом литья или методом сварки.
12.1 Общие рекомендации
Материал корпуса - серый чугун СЧ15.
Зазор между колесами и стенками редуктора
а=,
где L-наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм
L=awб +аwT +d2T/2 + d2б/2 =391,31мм
мм
Принимаем а=12 мм
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес:
в?3а=36мм.
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора
d=1,83=1,83=10,4 мм
Принимаем d=12мм
Толщина фланца под фундаментные болты корпуса
dф1=2,35d=2,35Ч12=28 мм.
При креплении корпуса к плите винтами
h0=2,53(dф +d)
Диаметр отверстия
d0=dф+2 мм
Диаметр фундаментных болтов
d1і12мм +0,03Ча=12+0,03Ч150=16,5мм.
Принимаем d1=16мм.
Диаметр болтов, скрепляющих фланцы корпуса у подшипников
d2і0,8Чd1=14мм
12.2 Конструктивное оформление соединений
Для соединения крышки с корпусом используются винты с цилиндрической головкой.
Размеры элементов корпуса и крышки принимают:
d=10 мм
К =2,73d=2,7310=27 мм
С1 =0,53К=0,5327=13,5 мм
Для точного фиксирования положения крышки редуктора относительно корпуса. Точность фиксирования достигается штифтами.
Рис. 12
Размеры штифтов:
dшт =(0,7…0,8)3d=0,6310=6 мм
lшт =32
12.3 Определение размеров корпусных деталей
Обоснование и конструкция крышек подшипников.
Размеры крышки определяются прежде всего размером внешнего кольца подшипника. В данном курсовом проекте использовались закладные крышки. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым выступом, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку.
Размеры:
Толщина стенки d=10мм;
S=(0,8…1)d=0,8310=8мм;
Размер канавки b=5мм.
Рис. 13
Манжетные уплотнения.
Широко применяются при смазывании подшипников жидким маслом и при окружной скорости вала до 20 м/с. манжета состоит из корпуса, изготовленного из маслобензостойкой резины, каркаса, представляющего собой стальное кольцо Г-образного сечения, и браслетной пружины. Каркас придает манжете жесткость и обеспечивает плотную посадку в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты, вследствие чего образуется рабочая кромка шириной b=0,4…0,6 мм, плотно охватывающая поверхность вала.
Манжеты, предназначенные для работы в засоренной среде, выполняют с дополнительной рабочей кромкой, называемой “Пыльником”.
Манжету обычно устанавливают открытой стороной внутрь корпуса.
К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла 95%-ный ресурс для манжет - не менее 3000 ч.
Конструирование прочих элементов редуктора.
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказатели жезловые (щупы).
Исполнение наклонного щупа вызывает некоторые технологические трудности при формовке корпуса и сверлении наклонного отверстия. Поэтому вертикальное исполнение предпочтительнее. Прокладка при помощи клея фиксируется на щупе.
При длительной работе в связи с нагревом воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушин в его верхних точках. Отдушину используют также в качестве пробки, закрывающей отверстие для залива масла.
Крышку фиксируют относительно корпуса штифтами. Штифты предотвращают взаимное смещение деталей при растачивании отверстий под подшипники, обеспечивают точное расположение деталей при повторных сборках.
Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины (рис. 16), отливая их заодно с крышкой. В данном курсовом проекте проушина выполнена в виде ребра с отверстием.
Люк в верхней части крышки используют не только для заливки масла, но и для осмотра зацепления подшипников. Размеры его приняты по возможности большими, форма - прямоугольной.
Люк закрывают крышкой. В данном проекте используется штампованная крышка, объединенная с отдушиной и фильтром. Крышка состоит из верхней плоской пластины, на которой выдавлены гофры, через которые внутренняя полость редуктора соединяется с атмосферой. В нижней штампованной части имеются 2 отверстия диаметром 4 мм. Эта часть крышки по периметру окантована привулканизированной резиной. Фильтр, состоящий из тонкой медной проволоки, заполняет пространство между верхней и нижней частями крышки. Крышка крепится винтом.
13. Подбор системы смазки
В данном редукторе используется картерная система смазывания, т.е. корпус является резервуаром для масла. Масло заливают через верхний люк. Для слива масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.
При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Браковочными признаками служат повышенное содержание воды и наличие механических примесей. Поэтому масло, залитое в корпус редуктора или коробки передач, периодически меняют.
Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.
Отверстие для выпуска масла закрывают пробкой с цилиндрической резьбой.
Для выбора типа масла необходимо определить вязкость масла.
Предварительно необходимо рассчитать окружную скорость на колесе тихоходной ступени.
V=d/2
Где
=n/30=3,1481,217/30=8,5 рад/с
- угловая скорость
d = 0,235 - делительный диаметр колеса.
V=8,50,235/2=1 м/с
Далее по таблице 11.2 [1] подбираем требуемую вязкость и сорт масла.
Выбрано масло И-Г-А-49
Смазка подшипников
Подшипники будут смазываться брызгами того же масла, что и детали передач.
14. Обоснование выбора посадок и расчет зазоров и натягов
14.1 Обоснование для быстроходного вала редуктора
|
Сопряжение |
Посадка |
Отклонение, мкм |
Зазоры, мкм |
Натяги, мкм |
||||||
|
отверстия |
вала |
max |
min |
max |
Min |
|||||
|
ES |
EI |
es |
ei |
|||||||
|
1 корпус-крышка |
90Н7/d9 |
+35 |
0 |
-120 |
-207 |
242 |
120 |
- |
- |
|
|
2 корпус-крышка |
120H7/h8 |
+35 |
0 |
0 |
-54 |
89 |
0 |
- |
- |
|
|
3 Корпус-подшипник |
80Н7/l0 |
+30 |
0 |
0 |
-13 |
0 |
43 |
- |
- |
|
|
4 Вал-подшипник |
35L0/k6 |
0 |
-12 |
+18 |
+2 |
- |
- |
30 |
10 |
|
|
5 Вал-шпонка |
10N9/h9 |
0 |
-43 |
0 |
-43 |
43 |
0 |
43 |
0 |
14.2 Обоснование для промежуточного вала редуктора
|
Сопряжение |
Посадка |
Отклонение, мкм |
Зазоры, мкм |
Натяги, мкм |
||||||
|
отверстия |
вала |
max |
min |
max |
Min |
|||||
|
ES |
EI |
es |
ei |
|||||||
|
1 корпус-крышка |
80Н7/d9 |
+30 |
0 |
0 |
-190 |
220 |
0 |
- |
- |
|
|
2 корпус-крышка |
80H7/d9 |
+30 |
0 |
0 |
-190 |
220 |
0 |
- |
- |
|
|
3 Корпус-подшипник |
80Н7/l0 |
+30 |
0 |
0 |
-13 |
0 |
43 |
- |
- |
|
|
4 Вал-подшипник |
40L0/k6 |
0 |
-12 |
+18 |
+2 |
- |
- |
30 |
14 |
|
|
5 Вал-шпонка |
12N9/h9 |
0 |
-43 |
0 |
-43 |
43 |
0 |
43 |
0 |
|
|
6 Вал-колесо |
42Н7/r6 |
+25 |
0 |
+18 |
+2 |
23 |
0 |
18 |
0 |
|
|
7 Вал-втулка |
40A9/k6 |
+372 |
+310 |
+18 |
+2 |
370 |
292 |
- |
- |
14.3 Обоснование для тихоходного вала редуктора
|
Сопряжение |
Посадка |
Отклонение, мкм |
Зазоры, мкм |
Натяги, мкм |
||||||
|
отверстия |
вала |
max |
min |
max |
Min |
|||||
|
ES |
EI |
es |
ei |
|||||||
|
1 корпус-крышка |
120Н7/d9 |
+35 |
0 |
-120 |
-207 |
242 |
120 |
- |
- |
|
|
2 Корпус-подшипник |
120Н7/l0 |
+35 |
0 |
0 |
-13 |
48 |
0 |
- |
- |
|
|
3 Вал-подшипник |
55L0/k6 |
0 |
-12 |
+21 |
+2 |
- |
- |
33 |
14 |
|
|
4 Вал-шпонка |
14N9/h9 |
0 |
-43 |
0 |
-43 |
43 |
0 |
43 |
0 |
|
|
5 Вал-колесо |
56Н7/r6 |
+30 |
0 |
+60 |
+41 |
- |
- |
60 |
11 |
|
|
6 Вал-втулка |
55A9/k6 |
+414 |
+340 |
+21 |
+2 |
412 |
319 |
- |
- |
Заключение
Таким образом, нами был разработан привод грузоподъемной машины, обеспечивающий поднятие груза со скоростью 0,35 м/с. Для корпуса редуктора была применена современная конструкция. Все выступающие элементы устранены с наружных поверхностей и введены внутрь. Лапы под фундаментные болты не выступают за габариты корпуса. Проушины для подъема и транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом. Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.
Смазка зубчатых колес и подшипников осуществляется разбрызгиванием.
Литература
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебн. пособие для вузов.- 7- е изд., перераб. и доп.- М.: Высш. шк., 2001.- 447с.
2. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Основы проектирования деталей машин: Учеб. пособие для техн. вузов. - Х.: Основа, 1983.- 184с.
3. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов.- 4- е изд., перераб. и доп.-М.: Машиностроение, 1989.- 636с.
4. Проектирование элементов и узлов редукторов авиационных двигателей и энергетических установок: Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине “Детали механизмов и машин” / Уфимск. авиац. техн. унив-т; Сост. Б.К. Галимханов, В.К. Итбаев, Л.Н. Тархов.- Уфа, 2001.- 63с.
5. Проектирование цилиндрических редукторов. Методические указания к
выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» / Уфимск.
гос. авиац. техн. ун-т, Сост.: В.К. Итбаев, Л.Н. Тархов. - Уфа, 2003.-36с.
6. Детали машин: Атлас конструкции. Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Ч. 1/ Под ред. Д.Решетова.- 5-е изд., перераб. и доп.-М.: Машиностроение, 1992-352 с.
7. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» В 3-х т. Т.2. - 5-е изд., перераб. И доп. - М.: Машиностроение, 1979. - 559 с., ил.
Размещено на Allbest
Подобные документы
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, быстроходной и тихоходной ступени. Ориентировочный расчет валов редуктора, подбор подшипников. Эскизная компоновка редуктора. Расчет клиноременной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.10.2014Проект механического привода, состоящего из одноступенчатого редуктора и открытой передачи. Подбор и расчёт шпоночных соединений. Проверочные (уточненные) расчёты валов на сопротивление усталости. Выбор способа и типа смазки подшипников и передач.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 25.03.2013Кинематический, силовой и проектный расчет привода цепного транспортера; тихоходной и быстроходной ступеней редуктора, валов, цепной передачи, шпонок, муфты. Подбор подшипников качения. Выбор условий смазки. Описание конструкции сварной рамы привода.
курсовая работа [939,6 K], добавлен 29.07.2010Кинематический и силовой расчет привода конвейера. Определение основных геометрических параметров зубчатого зацепления быстроходной и тихоходной ступеней. Расчет клиноременной передачи, подшипников качения и шпоночных соединений. Выбор смазки редуктора.
курсовая работа [1017,7 K], добавлен 22.10.2011Энергокинематический расчет привода. Проектный и проверочный расчет конической передачи и валов. Подбор и проверка подшипников качения. Расчет шпоночных соединений. Выбор муфт и обоснование количества смазки. Техника безопасности при работе привода.
курсовая работа [199,1 K], добавлен 01.09.2010Определение силовых характеристик на валах привода. Расчет цепной, ременной и червячной передач, валов, размеров колес, корпуса редуктора, шпоночных соединений. Подбор подшипников качения. Выбор смазки и смазочных материалов. Тепловой расчет редуктора.
курсовая работа [12,6 M], добавлен 08.03.2015Энергетический и кинематический расчет привода, выбор материала, определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет и выбор тихоходной и быстроходной зубчатых передач, валов, подшипников качения, шпоночных соединений, муфт; смазка редуктора.
курсовая работа [173,4 K], добавлен 08.09.2010Расчет тихоходной и быстроходной ступени редуктора. Расчет на прочность валов и определение опорных реакций. Подбор подшипников качения. Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора. Расчет плоскоременной передачи. Выбор посадок деталей.
курсовая работа [689,0 K], добавлен 22.10.2013Проектирование и кинематический расчет электродвигателя редуктора двухступенчатого соосного двухпоточного с внутренним зацеплением тихоходной ступени. Расчет быстроходной ступени привода, валов редуктора, подбор и проверочный расчет шпонок, подшипников.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 22.05.2009Кинематический расчет привода. Предварительный и уточненный подбор закрытой косозубой цилиндрической передачи редуктора, валов, подшипников и шпоночных соединений. Конструирование зубчатых колес и корпуса редуктора. Выбор смазки колес и подшипников.
курсовая работа [426,8 K], добавлен 28.10.2012
