Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Расчетно-графическая работа - файл Пояснительная записка.doc


Расчетно-графическая работа
скачать (878.8 kb.)

Доступные файлы (5):

1лист.doc21kb.02.07.2010 11:01скачать
2лист.doc27kb.02.07.2010 11:01скачать
Вид 1.cdw
Вид 2.cdw
Пояснительная записка.doc1238kb.02.07.2010 11:02скачать

Пояснительная записка.doc





СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ 5

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ………………………………………………………............6

2. ПОДГОТОВКА ДАННЫХ ДЛЯ ВВОДА В ЭВМ 7

3. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ОПТИМАЛЬНОГО ВАРИАНТА КОНСТРУКЦИИ 9

4. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА 12

5. СТАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЕДУКТОРА 13

5.1 Определение моментов в зубчатых колесах. 13

5.2 Определение усилий в зацеплении 13

5.3 Определение реакций опор 14

^ 6. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 17

7. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 18

7.1 Выбор материала и термообработка зубчатых колес 18

7.1.1 Допускаемые контактные напряжения 19

7.1.2 Допускаемые изгибные напряжения 21

7.2 Проверочный расчет тихоходной ступени на прочность 22

7.2.1 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям 22

7.2.2 Проверка зубьев колес по напряжений изгиба 23

^ 8. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ 25

9. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ 28

9.1 Проверка подбора и определение ресурса подшипников промежуточного вала 28

^ 10. РАСЧЕТ ШПОНОК 30

11. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ И КРЫШЕК 32

11.1 Корпус редуктора 33

11.2 Обоснование выбора конструкции крышек подшипников 32

11.3 Обоснование выбора конструкции манжетных уплотнителей 33

11.4 Определение размеров проушин корпуса редуктора 33

ЗАКЛЮЧЕНИЕ 34

^ СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ…... ………………………………35

ВВЕДЕНИЕ
Привод грузоподъемной машины был сконструирован для передачи крутящего момента на барабан, который обеспечивает поднятие груза со скоростью 0,31м/с.

Привод грузоподъемной машины (рисунок 2) состоит из электродвигателя, редуктора, барабана, троса. Электродвигатель и барабан присоединены к редуктору при помощи муфт.





Рисунок 1. Схема привода.


Редуктор состоит из быстроходной шевронной передачи и тихоходной косозубой передачи. Для корпуса редуктора была применена современная конструкция. Все выступающие элементы устранены с наружных поверхностей и введены внутрь. Лапы под фундаментальные болты не выступают за габариты корпуса. Проушины для подъема и транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом.

Для удобства сборки корпус выполнен с разъемом. Плоскость разъема проходит через оси валов.

^ 1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ


1. Схема привода №92

2. Схема редуктора №21

3. Усилие Fk=11200 H

4. Скорость V=0,31 м/с

5. Режим №3

6. Ресурс Lh=5000 ч





Рисунок 2. Схема редуктора №21.

^ 2.ПОДГОТОВКА ДАННЫХ ДЛЯ ВВОДА В ЭВМ
Диаметр барабана предварительно назначим из условия:

Dб = dk (е-1);

е = 18, где е – коэффициент установленный Госгортехнадзором для режима работы 3;

dk=0,1 =0,1=10,58 (мм),

где Fk – усилие в канате;

тогда Dб=10,58×(18-1)=179,86 (мм),

полученное значение округляем в большую сторону до целого, следовательно Dб=180 (мм).
Определим частоту вращения барабана:
nб = = 32,9 ( );
Рассчитаем КПД по формуле:

;

Где = 0,99 – КПД подшипника;

=0,97 2·0,99 3·1 = 0,913;

– КПД редуктора;

= 0,97 – КПД зубчатого зацепления;

= 1 – КПД уплотнения;

=0,85· 0,99· 0,913· 1 2 = 0,768.
Определим мощность привода:

=4,52 (кВт);
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

Асинхронный трехфазный на 380В

750

705

32,9

21,42

1000

940

31,30

1500

1410

42,85

3000

2820

85,71


Выбираем из этой таблицы следующие значения:

i = 31,30;

nдвиг = 940 об/мин;

ncинх = 1000 об/мин.

По таблице 24.9 [2] выбираем электродвигатель 132S6/960:

Мощностью P=5,5кВт и частотой вращения n=960 об/мин.
Определим крутящий момент на барабане:
Тб = = 1008 (Н·м);

Определим крутящий момент на зубчатом колесе тихоходной передачи:
1144,74 (Н·м);

Примем T2T=1145 (H∙м).

Определим эквивалентное время работы:

Эквивалентное время работы зависит от режима работы и срока службы.

μН = 0,18- по таблице 8.10[3];

Lh = 5000;

LHE = Lh· μН = 5000·0,18 = 900 часов.

^ 3.ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ОПТИМАЛЬНОГО ВАРИАНТА КОНСТРУКЦИИ
Произведем расчет всех 4 вариантов компоновки редуктора, с целью нахождения наиболее оптимального из них.


Рисунок 3 - Схема редуктора
Данный вид расчета осуществляется по следующим формулам:

A = da2 max ;

B = bБ + bТ + 3a;

L = 0,5(da1 Б + da2 Т) + aБ + aТ ;

;

V = ABL;

,

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;

bТ – ширина венца тихоходной ступени;

bБ – ширина венца Быстроходной ступени;

da1 Б – диаметр шестерни быстроходной ступени;

da2 Б – диаметр колеса быстроходной ступени;

da2 Т – диаметр колеса тихоходной ступени;

aБ – межосевое расстояние быстроходной ступени;

aТ – межосевое расстояние тихоходной степени;

da2 max - наибольший диаметр зубчатых колес;

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

L = 0,5(da1 Б + da2 Т) + aБ + aТ =0,5·(25,86 +234)+75+135=339,93 (мм);

;

A = da2 max =234 (мм);

B = bБ + bТ + 3a= 48,8+60,8+3·10=139,6 (мм);

V = ABL=234 10 -2139,610 -2339,9310 -2=11,1 (л);



2 Вариант

L = 0,5(da1 Б + da2 Т) + aБ + aТ =0,5·(24,09+228,86)+80+135=341,47 (мм);

A = da2 max =228,86 (мм);

B = bБ + bТ + 3a=52 +60,8+3·10=142,8 (мм);

V = ABL=228,86 10 -2142,810 -2341,4710 -2=11,16 (л);



3 Вариант

L = 0,5(da1 Б + da2 Т) + aБ + aТ =0,5·(24,04+216,24)+85+130=335,14 (мм);

A = da2 max =216,24 (мм);

B = bБ + bТ + 3a= 55,2+58,5+3·10=143,7 (мм);

V = ABL=216,24 10 -2143,710 -2335,1410 -2=10,41 (л);



4 Вариант

L = 0,5(da1 Б + da2 Т) + aБ + aТ =0,5·(22,29+211,09)+90+130= 336,69(мм);

A = da2 max =211,09 (мм);

B = bБ + bТ + 3a= 58,5+58,5+3·10=147 (мм);

V = ABL= 211,0910 -214710 -2336,6910 -2=10,45 (л);


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 для четырёх вариантов
Из Рисунка 4. можно сделать вывод о том, что наилучшая компоновка редуктора достигается в четвертом 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:
n1 = nдвиг = n = 960 (об/мин);
Частота вращения промежуточного вала:

n2 = n = n = = 136 (об/мин),

где uб = 7,08 - передаточное число быстроходной ступени;
Частота вращения тихоходного вала:

n3 = n = nБ = =31,4 (об/мин),

где uТ = 4,32 - передаточное число тихоходной ступени;
Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи:

V =   dw  n1 / (610 4) =   22,29  960/ (610 4)=1,12 (м/с);
Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи:

V =   dw  n / (610 4) =   48,91 136/ (610 4)=0,35 (м/с).

^ 5.СТАТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЕДУКТОРА

Рисунок 4. Составляющие полного усилия в зацеплениях передач.
5.1 Определение моментов в зубчатых колесах.
Момент на шестерне тихоходной ступени:



Момент на колесе быстроходной ступени:



Момент на шестерне быстроходной ступени:



Момент на хвостовике быстроходного вала, Н∙м


5.2 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:

;

;


5.3 Определение реакций опор.
Рассмотрим промежуточный вал и действующие на него нагрузки:



Рисунок 5. Действующие нагрузки на промежуточный вал.


Рассчитаем расстояние между колесами и шестернями:


Плоскость XOY:

Сумма моментов относительно опоры 3:

;

, тогда



R4Y = R3Y = 7322,5 (H);
Проверка:


Плоскость XOZ:

Сумма моментов относительно опоры 3:

;





Сумма моментов относительно опоры 4:

;



Проверка:



Определим радиальные и осевые реакции опор:

Опора 3:



Опора 4:

.

^ 6. 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 тихоходной косозубой 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:



– начальные диаметры:



- коэффициент торцового перекрытия:

.

- коэффициент осевого перекрытия:

.

- суммарный коэффициент перекрытия:



^ 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 твердость
H < 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…220 HB;
260…320 HB

40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ, Сталь 45

2HB + 70

1,8HB

1,1

1,75

Закалка ТВЧ,
поверхность 45…55HRC,
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]

Тихоходная ступень редуктора:

Материал шестерни- Сталь35ХМ;


Поверхностная твердость зубьев- HRC 45…55

Улучшение и закалка ТВЧ
Материал колеса- Сталь40Х;

Поверхностная твердость зубьев 350HB;

Термообработка- улучшение.
7.1.1 Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения рассчитаем по формуле:

,

где – допускаемые контактные напряжения для колеса тихоходной ступени;

- допускаемые контактные напряжения для шестерни тихоходной ступени;

- меньшее из двух.





где - предел длительной прочности, соответствующий базовому числу циклов;

SH – коэффициент безопасности.

ZN – коэффициент долговечности.
Для колеса по таблице 8,9[3] определяем:

=2·HB+70;

=2·350+70=770 (МПа);

=1,2
Коэффициент долговечности определяем по формуле 8,61[3].

=;

где NHG1 = 30HB 2,4=30350 2,4 =38,2710 6;

NHE1 – эквивалентное число циклов;

NHE1 = NH  μH = 60  nw  n1  Lh  H =6019609000,125=6,5106;

где nw – число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, nw = 1;

n1 – соответствующая частота вращения;

Lh – ресурс привода;

H – коэффициент режима, определяемый по табл. 8.10 [3] в зависимости от категории режима.
Рассчитаем коэффициент долговечности:

;
Допускаемые контактные напряжения:

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

=17HRC+200;

=1745+200=965 (МПа);

=1,2
Коэффициент долговечности.

=;

где NHG2 = 2510 6- по рисунку 8.40 [3].

NHE2 – эквивалентное число циклов, соответствующее

NHE2 = NH  μH = 60  nw  n2  Lh  H =6011369000,125=0,910 6;

Рассчитаем коэффициент долговечности:

;

Допускаемые контактные напряжения:


Рассчитаем допускаемые контактные напряжения:




7.1.2 Допускаемые изгибные напряжения
Допускаемое напряжение изгиба определим по формуле:

,

где σFlim – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;

YА – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при односторонней нагрузке KFC=1);

YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной кривой.(YR = 1 при шероховатости RZ  40 мкм);

YN – коэффициент долговечности;

SF – коэффициент безопасности;
Рассчитаем пределы выносливости для колеса и шестерни (табл.8.9 [3]);

σFlim1 = 1,8НВ = 1,8350 = 630 (МПа);

σFlim2 = 650 (МПа);
Принимаем значение коэффициентов безопасности для шестерни и колеса

SF = 1,75 по табл.8.9 [3];

Коэффициент долговечности определим по формуле :

- для колеса;

- для шестерни,

где NFG = 410 6 – базовое число циклов;

NFE – эквивалентное число циклов;

Эквивалентное число циклов определим по формуле:

NFE F Nк,

где μF – коэффициент эквивалентности по табл.8.10 [3],

для шестерни: μF = 0,016;

для колеса: μF = 0,038.

Nк – число циклов перемены напряжений за весь срок службы;

Nк = 60спLH,,

где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса;

п – частота вращения;

LH – ресурс;
NFE1 F1 Nк1 = 60сп1LH μF1 = 6019609000,016 = 0,8310 6;

NFE2 F2 Nк2 = 60сп2LH μF2 = 6011369000,038 = 0,310 6;
Получим:




Допускаемые изгибные напряжения равны:






7.2 Проверочный расчет тихоходной ступени на прочность
7.2.1 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Контактные напряжения определяются по формуле:



Коэффициент расчетной нагрузки:

KH = KHKHVKH,
где KH - коэффициент концентрации нагрузки;

KHV - коэффициент динамической нагрузки;

KH - коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями при v = 0,585 м/с KH=1,07 по табл. 8.7 [3]).

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:

bd = ;

Коэффициент концентрации нагрузки при постоянной нагрузке при bd = 1,2

KH = 1,04 по рис.8.15 [3].
Коэффициент динамической нагрузки определим по табл.8.3[3]:

KHV = 1,02

Коэффициент расчетной нагрузки

KH = KHKHVKH,= 1,041,021,07 = 1,14.

Eпр – приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен
Епр = 0,215106 МПа;

Т1 – момент на шестерни передачи;

dw1 – начальный диаметр шестерни;

bw – ширина зубчатого венца колеса;

w – 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.
7.2.2 Проверка зубьев колес по напряжений изгиба
Напряжения в основании зубьев колес определяются по формулам:

Для шестерни:

F1 =YF1ZFFtKF/(bwm),

где

YF – коэффициент формы зуба;
Эквивалентное число зубьев:

;

,

где z – число зубьев,

 – угол зацепления (из распечатки);
Коэффициент формы зуба по рис.8.20 [3]

YF1 = 4;

YF2 = 3,75;

ZF – коэффициент, вычисляемый по формуле

ZF = KFY/ ;

KF – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, равный 1,22 по табл. 8.7, [3];

Ft – окружная сила;

bW – ширина зубьев;

m – модуль.

Y – учитывает работу зуба как пластины (а не балки) и определяется равенством

Y = 1 –/140=1-13,955/140=0,877;

Тогда

ZF = KFY/=1,220,877/1,65=0,648

Коэффициенты расчетной нагрузки

,

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

1,22

Коэффициент концентрации нагрузки по рис 8.15 [3]:

1,3

Коэффициент динамической нагрузки по табл.8.3[3]:

;

1,221,31,03=1,63;

F1 = YF1ZFFtKF/(bwm)=40,677111631,63/(58,52,5)=336,9 (МПа);
Для колеса:

F2 = F1  YF2 / YF1.=336,9 3,75/4=315,86 (МПа).

;

,
Условия прочности для шестерни и колеса выполняются.

Рассмотренная ступень редуктора обеспечит необходимую долговечность и ресурс при заданных нагрузках.

^ 8. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ


Рисунок 6. Конструкции валов редуктора.
Диаметры участков валов:

– для быстроходного вала,

(мм);

Полученный размер согласуем с диаметром вала электродвигателя d1:

d1=(0,8…1,2)d=(0,8…1,2)38=30,4…45,6 (мм), примем d=32 (мм).

– для промежуточного вала диаметр в месте установки зубчатых колес,

(мм);

Полученный диаметр из конструктивных соображений принимаем равным:

dК = 36 (мм);

– для тихоходного вала,

(мм),

Полученный диаметр согласуем со стандартным числовым рядом, следовательно, dК = 70 (мм);

Диаметр буртика для упора кольца подшипника и колеса:

– для быстроходного вала,

dБП = dП + 3  r=35+3 2= 41 (мм);

– для промежуточного вала

dБК = dК + 3  f=44+31,2=47,6 (мм);

– для тихоходного вала,

dБП = dП + 3  r=60+33,5=70,5 (мм);

dБК = dК + 3  f= 70+31,8=75,4 (мм);

Значения переходных радиусов и заплечиков приведены в табл. 1.9[1]
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 выходного вала определяются по табл.24.27 [2].
Для быстроходного вала:



Рисунок 7. Окончание быстроходного вала

d=32 мм

l1 =80 мм

l2 =58 мм

l2 /2=29 мм

dср =29,1 мм

d1 =M20x1.5

t2 =2,8 мм

Для тихоходного вала:

Рисунок 8. Окончание тихоходного вала
d=56 мм

l1 =110 мм

l2 =82 мм

l2 /2=41 мм

l3 =26 мм

l4 =28,5 мм

dср =51,9 мм

d2 =M36х3

t2 =3,3 мм

^

9. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ВАЛОВ



Для быстроходного вала-шестерни выберем по ГОСТ 8328-75 роликовые радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами 12207.

Внутренний диаметр подшипников промежуточного вала определим по формуле:



где r=2,5 (мм) – переходной радиус( по табл.1,9[3]);

(мм);

Отсюда



Примем dП = 35 мм. По ГОСТ 8338-75 выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 207 (легкая серия).

Внутренний диаметр подшипников тихоходного вала:



(мм),

Отсюда



Примем dП = 60 мм. По ГОСТ 8338-75 выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 212 (легкая серия).
^

9.1 Определение ресурса подшипников промежуточного вала



Рассчитаем подшипник по динамической грузоподъемности по формуле:

,

где а1 = 1 – коэффициент надежности;

а2 = 1 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации;

α = 3 (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);

k – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки ( при умеренных толчках k = 1,3)

kT – температурный коэффициент (при температуре до 100 С 0 kT = 1).

По табл. 24.10 [2] определим параметры подшипника:

Динамическая грузоподъемность С = 25,5 (кН);

Статическая грузоподъемность С0 = 13,7 (кН).
Для подшипника 207:

,

е = 0,31 (табл.16.5 [1];

;

табл.16.5 [1],

откуда X = 0.56,

Y = 1,45.

Эквивалентная нагрузка:



Ресурс подшипника:



Lh  Lhe, исходя из этого делаем вывод о работоспособности подшипника с вероятностью безотказной работы 0,9.


^ 10. РАСЧЕТ ШПОНОК



Рисунок 9. Соединение шпонкой.
Подбор шпонок произведем по таблицам стандартов ГОСТ23360-78 для соединений типа вал-ступица. Принимаем величину допускаемых напряжений смятия [см] = 120 (МПа).

Определим рабочую длину шпонки:

  1. Для колеса быстроходного вала:



l1 = lр1 + b=13+10=23 (мм),

согласуем со стандартным числовым рядом l=28 (мм).

где Т – вращающий момент на колесе тихоходной ступени;

h – высота шпонки;

l – длина шпонки;

b – ширина шпонки;

h - высота шпонки;
2) Для колеса тихоходного вала:



l3 = lр3 + b=35,43+20=55,43 (мм),

согласуем со стандартным числовым рядом l=60 (мм).

3) Для входного вала:



l4 = lр4 + b=6+8=14 (мм),

согласуем со стандартным числовым рядом l=22 (мм).

4) Для выходного вала:



l5 = lр5 + b=82,9+14=96,9 (мм),

согласуем со стандартным числовым рядом l=100 (мм).

^ 11. 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.
11.1 Корпус редуктора
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 δ = 8 мм.

Толщина стенки крышки корпуса

δ1  (0,9-1) δ,

где δ = 8 мм – толщина стенки корпуса.

δ1  (0,9-1)∙8 = 8 мм.

Толщину стенки крышки корпуса принимаем δ1 = 8 мм. Для уменьшения массы крышки боковые стенки выполняют наклонными.

Толщина внутренних ребер жесткости:

0.8·=0.8·8=6,4 мм.

Высота ребер жесткости:

hp ≥5=5·8=40 мм;

Высота платиков:

h =(0.4…0.5)=(0.4…0.5)·8=3,2…4 мм;

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес

b0 ≥3a=3·10=30 мм.

^

11.2 Обоснование выбора конструкции крышек подшипников



Торцевые крышки предназначены для герметизации подшипников качения, осевой фиксации подшипников и восприятию осевых нагрузок. В данной работе применим закладные крышки, не требующие крепления винтами или болтами, что в свою очередь упрощает конструкцию и процесс сборки.

Рисунок 10. Крышка подшипника

Толщина стенки крышки,

=6 (мм);([2], стр.169)

Ширина проточки,

S = (0,9…1)=(0,9…1)6=5,4…6=6 (мм);
11.3. 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.
11.4 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.

d  3δ = 38 = 24 (мм).

У= (2…3) δ =(2…3) 8=16…24=24 (мм)

Рисунок 11 – Проушина
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В ходе выполнения расчетно-графической работы был разработан редуктор с рациональными показателями массы, размеров и себестоимости, отвечающий требованиям по безотказной работе и ресурсу.

^

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.

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


Скачать файл (878.8 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации