Проектирование зубчатого редуктора привода тросовой лебедки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Исходные данные

2. Подготовка данных для ввода в ЭВМ

3. Выбор и обоснование оптимального варианта

4. Кинематический расчет редуктора

5. Геометрический расчет зубчатых передач

6. Статическое исследование редуктора

6.1 Определение моментов в зубчатых колесах

6.2 Определение усилий в зацеплении

6.3 Определение реакций опор

7. Расчет зубчатых передач

7.1 Выбор материала и термообработка зубчатых колес

7.2 Допускаемые контактные напряжения

7.2.1 Быстроходная ступень

7.2.2 Тихоходная ступень

7.3 Допускаемые изгибные напряжения

7.3.1 Быстроходная ступень

7.3.2 Тихоходная ступень

7.4 Проверочный расчет ступеней на контактную прочность

7.4.1 Проверка быстроходной ступени

7.4.2 Проверка тихоходной ступени

7.5 Проверочный расчет на изгибную прочность

7.5.1 Проверка быстроходной ступени

7.5.2 Проверка тихоходной ступени

8. Проектирование валов

9. Подбор подшипников валов

9.1. Определение ресурса подшипников промежуточного вала

10. Расчет шпонок

11. Проектирование зубчатых колес

11.1 Основные конструктивные размеры колеса быстроходной ступени

11.2 Основные конструктивные размеры колеса тихоходной ступени

12. Расчет промежуточного вала на усталостную прочность

12.1 Расчетная схема для промежуточного вала

12.2 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность

13. Расчет и конструирование корпусных деталей и крышек

13.1 Корпус редуктора

13.2 Размеры конструктивных элементов внутреннего контура

13.3 Обоснование выбора конструкции манжетных уплотнителей

13.4 Определение размеров проушин корпуса редуктора

13.5 Конструирование крышки редуктора

14. Смазка редуктора

14.1 Подбор системы смазки

14.2 Смазочные устройства

15. Конструирование крышек подшипников

16. Конструирование приливов для подшипниковых гнезд

17. Конструктивное оформление опорной части корпуса

18. Подбор муфты

19. Эскизы стандартных изделий

Список использованной литературы

1. Исходные данные

Рисунок 1.1. Схема привода №92

Рисунок 1.2. Схема редуктора №22

2. Подготовка данных для ввода в ЭВМ

Диаметр каната определяется из условия прочности с учетом коэффициента безопасности, устанавливаемого для каждой категории режима.

Диаметр грузового барабана назначаем из условия:

где е - коэффициент диаметра барабана, выбираемый в соответствии с нормами ГОСГОРТЕХНадзора; принимаем .

Принимаем диаметр барабана равным

Определение частоты вращения барабана

Рассчитаем КПД по формуле:

где - КПД подшипника;

- КПД редуктора;

- КПД зубчатого зацепления;

- КПД уплотнения;

Определим мощность привода:

Передаточное отношение редуктора:

где nдвиг - частота вращения электродвигателя;

nбар - частота вращения барабана.

Определим оптимальное передаточное отношение редуктора, для этого составим таблицу.

Таблица №1. Частоты вращение электродвигателя

Тип двигателя	ncинх, об/мин	nдвиг, об/мин	nбар, об/мин	i
112M2	3000	2895	43.4	60.7
132S4	1500	1455		26
132M6	1000	970		22.3
160S8	750	727		15.2

Выбираем из этой таблицы следующие значения:

i = 26;

nдвиг = 1455 об/мин;

ncинх = 1500 об/мин.

По таблице 24.9 [2] выбираем электродвигатель 132S4/1500:

Мощностью P=8.3 кВт и частотой вращения n=1500 об/мин.

Определение момента на барабане лебедки

Определим крутящий момент на зубчатом колесе тихоходной передачи:

Определим эквивалентное время работы:

Эквивалентное время работы зависит от режима работы и срока службы.

Для 1 режима работы - по таблице 8.10[3];

3. Выбор и обоснование оптимального варианта

Произведем расчет первых 3 вариантов компоновки редуктора, с целью нахождения наиболее оптимального из них.

Рисунок 3.1. Схема редуктора

Данный вид расчета осуществляется по следующим формулам:

где - коэффициент пропорциональности, для стальных зубчатых колес можно принять равным 6,12, кг/дм3

А- высота редуктора;

В- ширина редуктора;

L- длина редуктора;

V - объем корпуса редуктора;

a - зазор между корпусом и вращающимися деталями передач (колесами) (одно значение для всех вариантов).

1 Вариант

2 Вариант

3 Вариант

4 Вариант

Оптимизацию по критериям минимального объема и массы зубчатых колес проведем построением графика зависимости V и m от количества вариантов:

Рисунок 4. График объемов и масс редуктора

Из Рисунка 4 можно сделать вывод о том, что наилучшая компоновка редуктора достигается в третьем случае, т.к. при этом редуктор обладает оптимальными параметрами (объемом и массой).

4. Кинематический расчет редуктора

Определим частоту вращения валов и зубчатых колес:

Частота вращения быстроходного вала:

Частота вращения промежуточного вала:

где - передаточное число быстроходной ступени;

Частота вращения тихоходного вала:

где - передаточное число тихоходной ступени;

Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи:

Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи:

5. Геометрический расчет зубчатых передач

Геометрический расчет выполняется в минимальном объеме. Определению подлежат: делительные d1 и d2 и начальные dw1 и dw2 диаметры колес; коэффициенты смещения X1 и X2; диаметры окружностей вершин da1 и da2; угол зацепления w; коэффициент торцевого перекрытия ; коэффициент осевого перекрытия для косозубых колес. Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13755-81 с параметрами: угол профиля = 20; коэффициентом головки (ножки) зуба ; коэффициент радиального зазора с* = 0,25.

Выполним расчет для быстроходной прямозубой передачи:

Коэффициенты смещения колес равны нулю, т.к. суммарный коэффициент смещения X = X1 + X2 = 0.

- угол зацепления

Следовательно W = =20?

- делительные диаметры приводятся в распечатке:

- диаметры вершин:

- диаметры впадин:



- коэффициент торцового перекрытия:

Выполним расчет для тихоходной шевронной передачи:

Коэффициенты смещения колес равны нулю, т.к. суммарный коэффициент смещения X = X1 + X2 = 0.

- угол зацепления

Следовательно W = =20?

- делительные диаметры приводятся в распечатке:

- диаметры вершин:

- диаметры впадин:

- коэффициент торцового перекрытия:

- коэффициент осевого перекрытия:

6. Статическое исследование редуктора

Рисунок 6.1. Составляющие полного усилия в зацеплениях передач

6.1 Определение моментов в зубчатых колесах

Вращающий момент на выходном валу:

Момент на шестерне тихоходного вала:

Момент на колесе промежуточного вала:

Момент на шестерне быстроходного вала:



6.2 Определение усилий в зацеплении

Окружная сила на шестерне тихоходной ступени:

Радиальная сила на шестерне тихоходной ступени:

Осевая сила на шестерне тихоходной ступени:

Усилия, действующие на колесо тихоходной передачи:

Окружная сила на шестерне быстроходной ступени:

Радиальная сила на шестерне быстроходной ступени:

Осевая сила на шестерне быстроходной ступени:

где - угол наклона зубьев (из распечатки);

w-угол зацепления.

Усилия, действующие на колесо быстроходной передачи:

6.3 Определение реакций опор

Рассмотрим промежуточный вал и действующие на него нагрузки:

Рисунок 6.2. Действующие нагрузки на промежуточный вал

Расстояние между колесами и шестернями определяем графически:

Плоскость XOY:

Сумма моментов относительно опоры 3:

, тогда

Проверка:

Плоскость XOZ:

Сумма моментов относительно опоры 3:

Проверка:

Определим радиальные и осевые реакции опор:

Опора 3:

Опора 4:

7. Расчет зубчатых передач

7.1 Выбор материала и термообработка зубчатых колес

Зубчатые колеса редукторов изготавливают из сталей с твердостью H 350 HB или H> 350 HB. В первом случае заготовки для колес подвергают нормализации или улучшению, во втором - после нарезания зубьев различным видам термической и химико-термической обработки: объемной закалке, поверхностной закалке ТВЧ, цементации, азотированию, нитроцементации и т.д., обеспечивающим высокую твердость поверхности зуба. Относительно низкая твердостьH< 350 HB допускает возможность зубонарезания с достаточной точностью (степень точности 8 и 7 по ГОСТ 1643-81) без отделочных операций, что используется как средство для снижения затрат. Применение других видов термообработки вызывает заметное искажение размеров и формы зубьев (коробление). При высоких требованиях к точности такие колеса подвергают отделочным операциям - зубошлифованию, притирке на специальных станках, обкатке и т.п., что повышает стоимость колес в десятки раз.

Зубчатые колеса с низкой твердостью хорошо прирабатываются, особенно, если зубья шестерни имеют твердость больше, чем у колес на (80…200) HB. У косозубых колес перепад твердости выше. Хорошие результаты обеспечивает закалка ТВЧ зубьев шестерен с HRC 45…55 и термоулучшение колес до 280…350 HB.

При выборе материалов необходимо руководствоваться информацией, указанной в табл. 1.10 [1] и стремиться к получению допускаемых напряжений возможно близких к ним величин [H]Б и [H]Т.

Таблица №2.

Термообработка или хим.терм.обработка	Марки стали ГОСТ 4543-81	H0, МПа	F0, МПа	SH	SF
Нормализация, улучшение, 180…350 HB	40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ, Сталь 45	2HB + 70	1,8HB	1,1	1,75
Закалка ТВЧ, поверхность 45…63 HRC, сердцевина 240…300HB	40Х, 40ХН, 35ХМ, 35ХТСА	17HRC+200	900	1,2	1,75
Цементация, нитроцементация поверхность 60…63 HRC, сердцевина 300…400 HRC	20Х, 20ХНМ, 18ХГТ, 12ХН3А	23HRC	750…1000	1,2	1,5

Материалы и обработку зубчатых колес выбираем по таблице 8.9[3]

Быстроходная ступень редуктора:

Материал шестерни - Сталь 40Х

Поверхностная твердость зубьев - 51...52 HRC

Термоулучшение и закалка ТВЧ

Материал колеса - Сталь 40Х;

Поверхностная твердость зубьев - 45...47 HRC

Термоулучшение и закалка ТВЧ

Тихоходная ступень редуктора:

Материал шестерни - Сталь 40Х;

Поверхностная твердость зубьев - 56...58 HRC

Термоулучшение и закалка ТВЧ

Материал колеса - Сталь 40Х;

Поверхностная твердость зубьев - 45...47 HRC

Термоулучшение и закалка ТВЧ

7.2 Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения рассчитаем по формуле:

где - допускаемые контактные напряжения для шестерни;

- допускаемые контактные напряжения для колеса;

- меньшее из двух.

где - базовое число циклов;

- коэффициент безопасности.

- коэффициент долговечности.

7.2.1 Быстроходная ступень

Для шестерни по таблице 8,9[3] определяем:

Коэффициент долговечности определяем по формуле 8,61[3].

где - по рисунку 8.40 [3].

- эквивалентное число циклов;

где - число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот,

- соответствующая частота вращения;

- ресурс привода;

- коэффициент режима, определяемый по табл. 8.10 [3] в зависимости от категории режима.

Принимаем

Рассчитаем коэффициент долговечности:

Примем .

Допускаемое контактное напряжение шестерни:

Для колеса по таблице 8,9[3] определяем:

Коэффициент долговечности.



где - по рисунку 8.40 [3].

- эквивалентное число циклов;

Рассчитаем коэффициент долговечности:

Примем .

Допускаемое контактное напряжение колеса:

Рассчитаем допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:

7.2.2 Тихоходная ступень

Для шестерни по таблице 8,9[3] определяем:



Коэффициент долговечности определяем по формуле 8,61[3].

где - по рисунку 8.40 [3].

- эквивалентное число циклов;

где - число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот,

- соответствующая частота вращения;

- ресурс привода;

- коэффициент режима, определяемый по табл. 8.10 [3] в зависимости от категории режима.

Рассчитаем коэффициент долговечности:

Допускаемое контактное напряжение шестерни:

Для колеса по таблице 8,9[3] определяем:

Коэффициент долговечности.

где

- эквивалентное число циклов;

Рассчитаем коэффициент долговечности:

Допускаемое контактное напряжение колеса:

Рассчитаем допускаемое контактное напряжение быстроходной ступени:

В итоге получаем:

7.3 Допускаемые изгибные напряжения

Допускаемое напряжение изгиба определим по формуле:

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при односторонней нагрузке );

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной кривой.( при шероховатости );

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности;

7.3.1 Быстроходная ступень

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса определим по формуле:

где - базовое число циклов;

- эквивалентное число циклов;

Эквивалентное число циклов определим по формуле:

где - коэффициент эквивалентности по табл.8.10 [3],

для шестерни

для колеса

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы;

с - число зацеплений зуба за один оборот колеса;

n - частота вращения;

- ресурс;

Получим:

Принимаем

Допускаемые изгибные напряжения равны:

7.3.2 Тихоходная ступень

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса определим по формуле:

где - базовое число циклов;

- эквивалентное число циклов;

Эквивалентное число циклов определим по формуле:

где - коэффициент эквивалентности по табл.8.10 [3],

для шестерни

для колеса

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы;

с - число зацеплений зуба за один оборот колеса;

n - частота вращения;

- ресурс;

Получим:

Принимаем

Допускаемые изгибные напряжения равны:

7.4 Проверочный расчет ступеней на контактную прочность

7.4.1 Проверка быстроходной ступени

Контактные напряжения определяются по формуле:

Коэффициент расчетной нагрузки:

где - коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент динамической нагрузки;

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями при v = 2.28 м/с

по табл. 8.7 [3]).

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:

Коэффициент концентрации нагрузки при постоянной нагрузке при

по рис.8.15 [3].

Коэффициент динамической нагрузки определим по табл.8.3[3]:

Коэффициент расчетной нагрузки

- приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен

- момент на шестерни передачи;

- начальный диаметр шестерни;

- ширина зубчатого венца колеса;

- угол зацепления;

u - передаточное число передачи.

Величина контактного напряжения

, условие прочности выполняется.

7.4.2 Проверка тихоходной ступени

Контактные напряжения определяются по формуле:

Коэффициент расчетной нагрузки:

где - коэффициент концентрации нагрузки;

- коэффициент динамической нагрузки;

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями при v = 0.60 м/с

по табл. 8.7 [3]).

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:

Коэффициент концентрации нагрузки при постоянной нагрузке при

по рис.8.15 [3].

Коэффициент динамической нагрузки определим по табл.8.3[3]:

Коэффициент расчетной нагрузки

- приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен

- момент на шестерни передачи;

- начальный диаметр шестерни;

- ширина зубчатого венца колеса;

- угол зацепления;

u - передаточное число передачи.

Коэффициент ZH определяется по формуле:

где - коэффициент торцевого перекрытия;

- угол наклона зубьев на делительном диаметре (из распечатки)

Величина контактного напряжения

, условие прочности выполняется.

7.5 Проверочный расчет на изгибную прочность

7.5.1 Проверка быстроходной ступени

Напряжения в основании зубьев колес определяются по формулам:

Для шестерни:

где - окружная сила;

- ширина зубьев;

m - модуль.

- коэффициент формы зуба;

Эквивалентное число зубьев:

где z - число зубьев,

Коэффициент формы зуба по рис.8.20 [3]

Коэффициенты расчетной нагрузки

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями по табл.8.7[3]:

Коэффициент концентрации нагрузки по рис 8.15 [3]:

Коэффициент динамической нагрузки по табл.8.3[3]:

Получим:

Условия прочности для шестерни и колеса выполняются.

7.5.2 Проверка тихоходной ступени

Напряжения в основании зубьев колес определяются по формулам:

Для шестерни:

где - окружная сила;

- ширина зубьев;

m - модуль;

- коэффициент формы зуба.

Эквивалентное число зубьев:

где z - число зубьев,

- угол зацепления (из распечатки);

Коэффициент формы зуба по рис.8.20 [3]

- коэффициент, вычисляемый по формуле

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

по табл. 8.7, [3];

- учитывает работу зуба как пластины и определяется равенством

Тогда

Коэффициенты расчетной нагрузки

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями по табл.8.7[3]:

Коэффициент концентрации нагрузки по рис 8.15 [3]:

Коэффициент динамической нагрузки по табл.8.3[3]:

Получим:



Условия прочности для шестерни и колеса выполняются.

8. Проектирование валов

Рисунок 8.1. Конструкция валов редуктора

Рассчитаем диаметры валов редуктора.

Быстроходный вал

Примем

Диаметр посадочной поверхности под подшипник:

Примем

Диаметр буртика для упора подшипника

Промежуточный вал

Примем

Диаметр посадочной поверхности под подшипника

Принимаем

Диаметр буртика для упора подшипника:

Диаметр буртика для упора колеса:

Принимаем

Тихоходный вал

Принимаем

Диаметр посадочной поверхности для подшипника

Принимаем

Диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем

Диаметр посадочной поверхности для колеса:

Принимаем

Диаметр буртика для упора колеса:

Принимаем

Консольные участки входного и выходного вала выполнены коническими по ГОСТ 12081-72. Конический конец входного вала выполнен с наружной резьбой, а конец выходного вала выполнен с внутренней резьбой.

Размеры входного и выходного валов определяются по табл.24.27 [2].

Для быстроходного вала:

Рисунок 8.2. Окончание быстроходного вала

Для тихоходного вала:

Рисунок 8.3. Окончание тихоходного вала

9. Подбор подшипников валов

Для быстроходного вала-шестерни выберем шариковый радиальный однорядный подшипник №308 (средняя серия) по ГОСТ 8338-75 (табл. 24,10)

Для промежуточного вала выберем шариковый радиальный однорядный подшипник №308 (средняя серия) по ГОСТ 8338-75.

Для тихоходного вала выберем роликовый радиальный подшипник типа 7 №7310А (средняя серия) по ГОСТ 27365-87.

9.1 Определение ресурса подшипников промежуточного вала

Рассчитаем подшипник по динамической грузоподъемности по формуле:

где - коэффициент надежности;

- обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

(для шариковых подшипников);

n - частота вращения;

- эквивалентная нагрузка;

X, Y- коэффициенты радиальной и осевой нагрузок (по табл.16.5 [1])

V-коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо вращается (при вращении внутреннего кольца V = 1);

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки (при умеренных толчках )

- температурный коэффициент (при температуре до 100С 0 ).

Для подшипника 308:

По табл. 24.10 [2] определим параметры подшипника:

Динамическая грузоподъемность С = 41.0 (кН);

Статическая грузоподъемность С0 = 22.4 (кН).

,следовательно е = 0.19 (табл.16.5 [1];

табл.16.5 [1], откуда X = 1; Y = 0

Эквивалентная нагрузка:

Ресурс подшипника:

10. Расчет шпонок

Рисунок 10.1. Соединение шпонкой

Подбор шпонок произведем по таблицам стандартов ГОСТ 23360-78 для соединений типа вал-ступица. Принимаем величину допускаемых напряжений смятия [см] = 120 (МПа).

Определим рабочую длину шпонки:

Для конца быстроходного вала:

Для соединения быстроходного вала диаметром вала выбираем по табл. 24.29[2] призматическую шпонку, имеющую следующие параметры:

согласуем со стандартным числовым рядом

где Т- вращающий момент на колесе тихоходной ступени;

h-высота шпонки;

l-длина шпонки;

b-ширина шпонки.

Для колеса быстроходной ступени:

Для соединения промежуточного вала диаметром вала выбираем по табл. 24.29[2] призматическую шпонку, имеющую следующие параметры:

согласуем со стандартным числовым рядом

Для шестерни тихоходной ступени:

Для соединения промежуточного вала диаметром вала выбираем по табл. 24.29[2] призматическую шпонку, имеющую следующие параметры:

согласуем со стандартным числовым рядом

Для тихоходного вала:

Для соединения промежуточного вала диаметром вала выбираем по табл. 24.29[2] призматическую шпонку, имеющую следующие параметры:

согласуем со стандартным числовым рядом

11. Проектирование зубчатых колес

11.1 Основные конструктивные размеры колеса быстроходной ступени

Длина ступицы:

Принимаем

Диаметр ступицы колеса ([2] стр. 68) для стали:

Принимается

Ширина торца зубчатого венца ([2] стр. 68)

где - расчетная ширина зубчатого венца

- модуль зацепления

- ширина зубчатого венца

На торцах зубчатого венца (зубьях и углах обода) выполняют фаски ([2] стр. 68)

Принимается

На прямозубых колесах фаску выполняют под углом .

11.2 Основные конструктивные размеры колеса тихоходной ступени

Длина ступицы:

Принимаем

Диаметр ступицы колеса ([2] стр. 68) для стали:

Принимается

Ширина торца зубчатого венца ([2] стр. 68)

где - расчетная ширина зубчатого венца

- модуль зацепления

- ширина зубчатого венца

На торцах зубчатого венца (зубьях и углах обода) выполняют фаски ([2] стр. 68)

Принимается

На косозубых и шевронных колесах при твердости рабочих поверхностей менее 350НВ фаску выполняют под углом , а при более высокой твердости -

В данном случае .

Рисунок 11.1. Колесо тихоходной ступени

12. Расчет промежуточного вала на усталостную прочность

12.1. Расчетная схема для промежуточного вала

Рисунок 12.1. Расчетная схема для промежуточного вала

Расчет и построение эпюр изгибающих моментов:

Плоскость XОY:

Сечение 1 (0 х e):

Сечение 2 (0xc):

Сечение 3 (0xc):

Сечение 4 (0xe):

Плоскость XОZ:

Сечение 1 (0xe)

Сечение 2 (0xc):

Сечение 3 (0xc)

Сечение 4 (0xe)

Определение результирующих изгибающих моментов

12.2 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность

Принимается, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (рис. 12.2), а касательные напряжения - по пульсирующему циклу (рис. 12.3).

где -амплитуды переменных составляющих циклов напряжений,

-постоянные составляющие.

Для стали 40Х ([1] стр.140, табл. 8.8):

- предел прочности.

- предел текучести

Пределы выносливости:

Рисунок 12.2. Цикл изменения нормальных напряжений

Рисунок 12.3. Цикл изменения касательных напряжений

Определение опасного сечение вала.

Наиболее опасным является сечение, где действует максимальный суммарный изгибающий момент М = 359,7 Нм, и крутящий момент Т = 373,3 Нм, т.е. колесо быстроходной ступени.

Запас прочности рассчитывается по формуле:

запас прочности по нормальным напряжениям:

запас прочности по касательным напряжениям:

где - эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе,табл. 10.11 [3]

- масштабный фактор,табл. 10.7 [3]

- фактор шероховатости поверхности,табл. 10.8[3]

- коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости для легированной стали [5, стр. 620];

- эффективный коэффициент концентраций напряжений при кручении;

- коэффициент, корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости.

Определим значение запаса усталостной прочности

Допускаемое значение запаса прочности принимается [s] = 1,5.

Условие усталостной прочности запишем в виде:

s [s]

s = 2,74 > [s] = 1,5

Таким образом, условие усталостной прочности выполняется

13. Расчет и конструирование корпусных деталей и крышек

К корпусным относятся детали, обеспечивающие взаимное расположение деталей узла и воспринимающие основные силы, действующие в машине. Корпусные детали получают методом литья или методом сварки.

Для изготовления корпусных деталей широко используют чугун, сталь, а при необходимости ограничения массы машин - легкие сплавы.

13.1 Корпус редуктора

Основные размеры, определяющие внешние очертания корпуса находят в функции толщины стенки . Размеры корпуса определяются числом и размерами размещенных в них деталях, относительным их расположением и величиной зазора между ними. Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.

Толщина стенки корпуса редуктора:

. Принимаем

Диаметр d резьбы винта, соединяющего крышку и основание корпуса:

. Примем

Диаметр штифтов:

. Примем

Толщина внутренних ребер жесткости:

. Принимаем

13.2 Размеры конструктивных элементов внутреннего контура

Для соединения корпуса и крышки по всему контуру плоскости разъема редуктора выполняют специальные фланцы ([2] стр. 263).

Рисунок 13.1. Фланцы корпуса и крышки редуктора

. Принимается

. Принимается

13.3 Обоснование выбора конструкции манжетных уплотнителей

Резиновые армированные однокромочные манжеты с пружиной предназначены для уплотнения валов. Манжеты работают в минеральных маслах, воде, дизельном топливе при избыточном давлении до 0,05 МПа, скорости до 20 м/с и температуре от -60 до 170°С. Что удовлетворяет нашим условиям работы.

Манжету обычно устанавливают открытой стороной внутрь корпуса. К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла.

13.4 Определение размеров проушин корпуса редуктора

Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины (рис. 16), отливая их заодно с крышкой. В данном случае проушина выполнена в виде ребра с отверстием.

Примем

Рисунок 13.2. Проушина

13.5 Конструирование крышки редуктора

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 крышки-отдушины в его верхних точках. Во внутренней штампованной крышке пробиты 4 отверстия диаметром 5 мм. Эта крышка окантована с двух сторон привулканизированной резиной. Наружная крышка с гофрированной поверхностью. Пространство между внутренней и внешней крышками заполнено фильтром из синтетических нитей.

Рисунок 13.3. Крышка люка редуктора

14. Смазка редуктора

14.1 Подбор системы смазки

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижение интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для проектирование редуктора применим картерную системы смазки, наиболее распространенную в машиностроении. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Картерную систему смазки применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с. В нашем случае окружные скорости быстроходной и тихоходной ступеней находятся в этих пределах, поэтому применение такой системы смазки вполне оправдано.

Выбор смазочного материала определяется в зависимости от контактного напряжения и окружный скорости колес. Предварительно определим необходимую кинематическую вязкость масла по табл. 11.1 [1, стр. 173]. Для зубчатых колес контактные напряжения которых не превышает 1200 МПа, а окружные скорости до 2 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость равна 70 мм2/с. Редуктор предназначен для работы при температуре ? 40 оС. Всем перечисленным условиям соответствует масло индустриальное И-Г-А-32. Его употребляют в качестве рабочей жидкости в гидравлических системах станочного оборудования, автоматических линий, прессов, для смазывания легко средненагруженных зубчатых передач, направляющих качения скольжения станков, где они не требуется специальные масла, и других механизмов.

В двухступенчатой передаче при окружной скорости > 1 м/с (как в нашем случае) в масло можно погрузить только колесо тихоходной передачи, а максимальным уровень принимается равным трети радиуса колеса тихоходной ступени. Таким образом минимальный уровень масла равен 50 мм, а максимальным 110 мм от днища редуктора.

Приблизительный объем масла, необходимого для смазки редуктора:

где а·b - площадь днища;

h - высота масляного слоя.

.

Заливаем в редуктор масло в количестве 6.5 л.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач, стекающим со стенок корпуса.

14.2 Смазочные устройства

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой (рис. 14.1).

Рисунок 14.1. Пробка маслосливная

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают маслоуказатели жезловые (щупы) (рис. 14.2).

Рисунок 14.2. Маслоуказатель

15. Конструирование крышек подшипников

Размеры крышки определяются, прежде всего, размером внешнего кольца подшипника. В данном случае используются 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.

Конструкции закладных крышек:

а) глухая

Рисунок 15.1. Закладная крышка с глухим отверстием

б) с отверстием для выходного конца вала

Рисунок 15.2. Закладная крышка с отверстием для выходного конца вала

16. Конструирование приливов для подшипниковых гнезд

Диаметры приливов (рис. 16.1), в которых располагаются подшипники, определяются по формуле ([1,стр. 295]):

где - диаметр наружного кольца подшипника.

Для подшипниковых гнезд под быстроходный вал:

Для подшипниковых гнезд под промежуточный вал:

Для подшипниковых гнезд под тихоходный вал:

Рисунок 16.1. Приливы для подшипниковых гнезд

17. Конструктивное оформление опорной части корпуса

Опорная поверхность корпуса выполнена в виде нескольких небольших платиков, расположенных по углам в местах установки болтов. Места крепления корпуса к плите или раме оформлены в виде ниш (рис. 16.1), расположенных по углам корпуса.

Редуктор крепится к плите при помощи болтов:

где - диаметр винта крепления редуктора к раме;

-диаметр винта крепления крышки и корпуса редуктора.

Принимаем

Высота ниши при креплении болтами:

где - толщина стенки корпуса редуктора.

Диаметр отверстия , (табл. 17.1 [1, стр.299])



Рисунок 17.1. Место крепления корпуса к раме

зубчатый редуктор привод тросовый

18. Подбор муфты

Для соединения электродвигателя с входным валом редуктора используем упругую втулочно-пальцевую муфту, так как эти муфты достаточно просты по конструкции, удобны при замене упругих элементов и не имеются жестких требований к компенсирующей способности.

Предварительно выбираем муфту МУВП-38, соответствующую стандарту ГОСТ 21424-93.

Выполним проверочный расчет упругих элементов на смятие и пальцев муфты на изгиб.

Допуская, что нагрузка между пальцами распределена равномерно, можем использовать формулу для расчета упругих элементов муфты на смятие по формуле:

где Тк - вращающий момент;

dп - диаметр пальца;

- число пальцев;

D0 - диаметр окружности расположения пальцев;

- длина упругого элемента;

Вращающий момент определяем по формуле:



где - номинальный длительно действующий момент на электродвигателе,

k - коэффициент режима работы. При равномерной нагрузке k=1.5 [1, стр. 334]

Пальцы муфты изготавливают из стали 45 и рассчитывают на изгиб:

где с - зазор между полумуфтами, равный 5 мм.

где - предел текучести материала пальцев;

Примем

Отсюда делаем вывод о том, что выбранная муфта работоспособна и применима в нашем случае.

19. Эскизы стандартных изделий

Подшипник шариковый радиальный ГОСТ 8338-75

Обозначение	Размеры, мм
	d	D	B
308	40	90	23

Манжета ГОСТ 8752-79

Обозначение	D,мм	d,мм	h,мм
Манжета 1-40х60-6	60	40	10
Манжета 1-50х80-6	70	50	10

Шпонка призматическая ГОСТ 23360-78

Обозначение		b	h	t1	t2	l
Шпонка 6х6х40	29,1	6	6	3,5	2,8	40
Шпонка 12х8х24	42	12	8	5	3,3	24
Шпонка 16х11х68	58	16	11	6	5,3	68
Шпонка 10х8х50	48,9	10	8	5	3,3	50

Винт ГОСТ 11738-84

Обозначение	d	D	H	l	l0
Винт М14х60	14	20	14	60	45

Шайба ГОСТ 6402-70

Номинальный диаметр резьбы	d	s=b
14	14,2	3,2

Болт ГОСТ 7796-70

Винт ГОСТ 17473-80

Штифт ГОСТ 12207-79

Гайка шестигранная ГОСТ 15522-70

d	D	S	H
20	29,6	26	16

Двигатель АИР132S4/1455

Список использованной литературы

1. Анурьев В.И. «Справочник конструктора - машиностроителя» том 1. - М.: Машиностроение, 1978 - с. 728.

2. Анурьев В.И. «Справочник конструктора - машиностроителя» том 2. - М.: Машиностроение, 1979 - с. 559.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин» - М.: Высшая школа, 1985 - с.416.

4. Решетов Д.Н. «Детали машин» - М.: Машиностроение,1989 - с. 496.

5. Иванов М.Н. «Детали машин»- М.: Высшая школа 1991 - с.383.

Размещено на Allbest.ru

...