Привод грузоподъемной машины

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

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

Fкусилие в канате, Fк=8500 Н;

V-скорость наматывания каната на барабан, V=0,65 м/с;

Режим работы — 3.

ГОСТ 21 354–87

1. Проектирование привода лебедки

Подбор каната, определение частоты его вращения:

1) определяем диаметр каната

d_к =0,13=0,13=11,23 мм

2) определяем диаметр барабана

D_б ?(е-1)3d_к =17 * 9,1 = 155 мм

где е=18 — для среднего режима работы

3) определяем необходимый крутящий момент на барабане

Т_б===659 Н3м

4) определяем частоту вращения барабана

N===80 об/мин

Подбор электродвигателя:

1) необходимая расчетная мощность электродвигателя

P=,

где? — суммарный КПД привода

где h_б — КПД барабана лебедки, ?_б =0,85

h_м — КПД муфты, ?_м =1

h_зац — КПД зацепления зубчатых колес, ?_зац =0,97

h_п — КПД подшипников, ?_п =0,99

Тогда, мощность электродвигателя будет равна

P== 7,26 кВт

Номинальная мощность эл/д — 7,5 кВт.

Момент на зубчатом колесе тихоходной ступени:

T_H = число букв фамилии *1500 =10 500

Т_НЕ = 10 500 * 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 d_2б

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 = b_wT + b_wБ +(0,45 * a_w) +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

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.

T_2T = 747 H•m

— момент на шестерне тихоходной ступени

T_1T =

— 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

a_w=150 мм

Высота зуба

h=2,253m=2,2532,5 =5,625

Нормальный модуль

m_n=h/2,25=5,625/2,25=2,5

Угол наклона линии зуба на делительном цилиндре

соs= [m_n3(z₁ +z₂)]/(23 a_w)=[2,53(20+97)]/(23 150)=0,975

=12,8393

Модуль торцовый

m_t = m_n / соs=2,5/0,975=2,56

Делительный диаметр:

Шестерни

d₁ = m_t3 z₁ =2,56 320=51,28 мм

Колеса

d₂ = m_t3 z₂ =2,56 397=248,72 мм

Диаметр окружности вершин:

Шестерни

=d₁ +23m_n =51,28+2*2,5=56,28 мм

Колеса

= d₂ +23m_n =248,72+2*2,5=253,72 мм

Диаметр окружности впадин:

Шестерни

=d₁ -2,53m_n =51,28−2,532,5 =45,03 мм

Колеса

=d₂ -2,53m_n =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

z_w1Т =1+=1+

— число зубьев охватываемых при замере длины общей нормали,

a=203 — стандартный угол профиля исходного контура.

2) Колеса

W₂ =

=мм

Где

z_w2Т =1+=1+11,77 ?12

Тихоходная:

Число зубьев Шестерни z₁ =25

Колеса z₂ =92

Передаточное число

U= =3,68

Межосевое расстояние

a_w=150 мм

Высота зуба

h=2,253m=2,2532,5 =5,625

Нормальный модуль

m_n =h/2,25=5,625/2,25 =2,5

Угол наклона линии зуба на делительном цилиндре

соs= [m_n3(z₁ +z₂)]/(23 a_w)=[2,53(25+92)]/(23 150)=0,975

=12,8393

Модуль торцовый

m_t = m_n / соs=2,5/0,975=2,564

Делительный диаметр:

Шестерни

d₁ = m_t3 z₁ =2,564 325=64,1 мм

Колеса

d₂ = m_t3 z₂ =2,564 392=235,9 мм

Диаметр окружности вершин

Шестерни

=d₁ +23m_n =64,1+232,5=69,1 мм

Колеса

= d₂ +23m_n =235,9+232,5=240,9 мм

Диаметр окружности впадин

Шестерни

=d₁ -2,53m_n =64,1−6,25 =57,87 мм

Колеса

=d₂ -2,5Чm_n =235,9−6,25 =229,65 мм

Ширина венца колеса при

b

Принимаем в_WT= 44 мм

Принимаем мм

Длина общей нормали:

1) Шестерни

W₁ =

=мм

Где

z_w1Т =1+=1+? 4

— число зубьев охватываемых при замере длины общей нормали,

?=203 — стандартный угол профиля исходного контура.

2) Колеса

W₂ =

=мм

Где

z_w2Т =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

N_HE — 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.

N_HE — 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 d_п =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 d_п =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

d_п =d +33r=48+332,5=55,5 мм

принимаем d_п =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

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=45 380 Нмм.

d_в=32мм.

По ГОСТ 23 360–78 выбираем призматическую шпонку со скругленными концами с размерами:

Ширина b=10мм, Глубина паза в теле вала t₁=4мм, Глубина паза в теле ступицы t₂=4,3 мм, Рабочую длину шпонки принимаем равной lр=45 мм Проверки шпонки на смятие где [_см]=110…200МПа — допускаемое напряжение Условие прочности _см^max [_см] выполняется.

Промежуточный вал Исходные данные для расчета шпонки на колесе Т=44 391 НЧмм.

d_в=42 мм.

По ГОСТ 23 360–78 выбираем призматическую шпонку со скругленными концами с размерами:

Ширина b=12мм, Глубина паза в теле вала t₁=4мм, Глубина паза в теле ступицы t₂=4,3 мм, Рабочую длину шпонки принимаем равной lр=32

Проверки шпонки на смятие где [_см]=110…200МПа — допускаемое напряжение Условие прочности _см^max [_см] выполняется.

Тихоходный вал Исходные данные для расчета шпонки на колесе Т=21 100 Н? мм.

d_в=56 мм.

По ГОСТ 23 360–78 выбираем призматическую шпонку со скругленными концами с размерами:

Ширина b=14мм, Глубина паза в теле вала t₁=6м, Глубина паза в теле ступицы t₂=4,3 мм, Рабочую длину шпонки принимаем равной lр=55

Проверки шпонки на смятие где [_см]=110…200МПа — допускаемое напряжение Условие прочности _см^max ?[_см] выполняется.

Исходные данные для расчета шпонки на выходном конце Т=747 000 Н? мм.

d_в=48мм.

По ГОСТ 23 360–78 выбираем призматическую шпонку со скругленными концами с размерами:

Ширина b=14мм, Глубина паза в теле вала t₁=7мм, Глубина паза в теле ступицы t₂=5,4 мм, Рабочую длину шпонки принимаем равной lр=70

Проверки шпонки на смятие где [_см]=110…200МПа — допускаемое напряжение Условие прочности _см^max <[_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

Mz (x) = R_3y x

Мz (0)=0

Mz (в)=-R_3y а=-629,6*45=-283Нм

2) а

Mz (x)=-R_3y а+F _t2б (а+в)

Мz (в)=-R_3y а=-629,6*45=-283Нм

Мz (в+с)=-R_3y (в+с)+F _t2б (в+с-в)=- 629,6 (45+70)-1752*110 =-120 Нм

3) (а+в)

Mz (х)=-R_3y а+F _t2б (а+в) — F _t1т (с)

Мz (а+в+с)=-R_3y (в+с)+F _t2б (а+в))-F _t1т (с)= 0 Нм

Находим изгибающий момент в горизонтальной плоскости (рис. 11)

1) 0

Mу (x)=-R_3y x

Му (0)=0

Mу (в)=R_3z а=2454,3*38=93 Нм

2) а

Mу (x)=R_3z x-F _r2б (x-в)-F_a2б d_w1 /2

Му (а)=R_3z а+F_a2б d_w1 /2=2454,3*38+384,7*120=139,4Нм

Му (а+в)=R_3z (а+в)-F _r2б (в) +F_a1Т d_w2 /2=2533,8 (45+110)—634,6*110−384,7*120=276 Нм

3) (а+в)

Mу (х)=R_3z x-F r_2б (x-а) — F_r1т (х-(а+в)) -F_a1б d₂₁ /2-F_a1Т d_w2 /2

Му (а+в)=R_3z (а+в)-F _r2б (а+в) -F_a1б d_w2 /2-F_a1т d_w1 /2=-77,14 Нм

Mу ()=R_3z(а+в+с)-F _r2б (в+с) — F _r1т © -F_a1б d_w2 /2-F_a1Т d_w1 /2 =0

Суммарный изгибающий момент:

М =

М (а)==297Нм

а

М (а)==315Нм

М (а+в)==301Нм

(а+в)

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

[]=0,8_Т =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 21 424–93. 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.

Т_кр=45 380 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=a_wб +а_wT +d_2T/2 + d_2б/2 =391,31 мм

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

d_ф1=2,35d=2,35Ч12=28 мм.

При креплении корпуса к плите винтами

h₀=2,53(d_ф +d)

Диаметр отверстия

d₀=d_ф+2 мм

Диаметр фундаментных болтов

d₁і12мм +0,03Ча=12+0,03Ч150=16,5 мм.

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:

d_шт =(0,7…0,8)3d=0,6310=6 мм

l_шт =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 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

14.2 Обоснование для промежуточного вала редуктора

14.3 Обоснование для тихоходного вала редуктора

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.

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.