Автор работы: Пользователь скрыл имя, 29 Апреля 2013 в 19:38, курсовая работа
Привод грузоподъемной машины 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.
Задание на курсовой проект 4
Введение 5 1. Расчет данных для ЭВМ 6
1.1 Подбор электродвигателя 6
1.2 Назначение термообработки материала 7
1.3 Коэффициенты относительной ширины колес 7
1.4 Эквивалентное время работы редуктора 7
2. Выбор оптимального варианта компоновки редуктора 8
2.1 Определение диаметра выходного вала 8
2.2 Выбор оптимального варианта 8
3. Определение вращающих моментов и частот валов для оптимального
варианта 11
3.1 Определение вращающих моментов 11
3.2 Определение частот вращения 11
4. Геометрический расчет передач редуктора 13
4.1 Расчет тихоходной прямозубой ступени 13
4.2 Расчет быстроходной косозубой передачи 13
5. Проверочный расчет зубчатой передачи 15
5.1 Выбор материала и термообработки зубчатых передач 15
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений 15
5.3 Определение допускаемых изгибных напряжений 17
5.4 Определение расчетных контактных напряжений 20
5.5 Определение расчетных изгибных напряжений .21
5.6 Вывод работоспособности передачи .23
6. Разработка эскизного проекта редуктора 24
6.1 Определение диаметров вала 24
6.2 Определение расстояний между деталями передачи 25
6.3 Выбор подшипников 26
6.4 Конструирование зубчатых колес 27
7. Расчет промежуточного вала на усталостную прочность 29
7.1 Определение усилий, действующих на вал 29
7.2 Расчетная схема для промежуточного вала 30
7.3 Определение реакций и построение эпюр изгибающих моментов в
вертикальной плоскости 31
7.4 Расчетная схема сил нагружения вала в горизонтальной плоскости,
определение реакций в опорах 32
7.5 Определение суммарного изгибающего момента в опасных сечениях 32
7.6 Определение суммарных реакций в опорах А и D 32
7.7 Определение фактического запаса усталостной прочности вала в
сечении В 33
7.8 Определение фактического запаса прочности вала в сечении С 35
8. Проверка долговечности подшипников качения опор
промежуточного вала 37
9. Проверочный расчет шпоночных соединений 38
10. Конструирование корпусных деталей и крышек 40
10.1 Корпус редуктора 40
10.2 Выбор уплотнения 44
11. Расчет отклонений размеров и допусков формы промежуточного
вала и зубчатого колеса быстроходной ступени 45
11.1 Расчет отклонений размеров и допусков формы промежуточного
вала 45
11.2 Расчет отклонений размеров и допусков формы зубчатого колеса
быстроходной ступени 48
11.3 Расчет длины общей нормали зубчатого колеса быстроходной
ступени и шестерни тихоходной ступени 50
12. Смазка редуктора 52
12.1 Подбор системы смазки 52
12.2 Смазочные устройства 53
12.3 Краткое описание сборки редуктора 54
13. Компоновка приводной станции 55
13.1 Подбор муфты 55
13.2 Конструирование плиты приводной станции 56
Список использованных источников 58
Т = 1667,7 кН∙м;
h – высота шпонки;
h = 14 мм;
[σсм] – допускаемое напряжение на смятие, лежит в пределах от 80 до 150 МПа;
b – ширина шпонки;
b = 22 мм;
Выразим из формулы (9.3) рабочую длину шпонки:
lр = (4∙Т)/(h∙d∙[σсм]) = (4∙1667,7∙103)/(14∙85∙120) = 46,71 мм;
Полная длина шпонки:
Lп = lр + b = 46,71 + 22 = 68,71 мм;
Принимаем по стандартному ряду равной 70 мм.
Выбираем шпонку 22×14×70 в соответствии с ГОСТ 23360-78.
Уточненная длина ступицы
Lст = Lп + 10 = 70 + 10 = 80 мм;
Расчет шпонки для выходного вала в месте соединения с барабаном:
σсм = (4∙Т)/(h∙l∙d)≥[σсм],
где Т – вращательный момент на входном валу;
Т = 1651 кН∙м;
h – высота шпонки;
h = 11 мм;
[σсм] – допускаемое напряжение на смятие, лежит в пределах от 80 до 150 МПа;
b – ширина шпонки;
b = 18 мм;
Выразим из формулы (9.3) рабочую длину шпонки:
lр = (4∙Т)/(h∙d∙[σсм]) = (4∙1651∙103)/(11∙60∙120) = 83,4 мм;
Полная длина шпонки:
Lп = lр + b = 83,4 + 18 = 101,4 мм;
Принимаем по стандартному ряду равной 110 мм.
Выбираем шпонку 18×11×110 в соответствии с ГОСТ 23360-78.
10 Конструирование корпусных деталей и крышек
10.1 Корпус редуктора
10.1.1 Конструирование стенок редуктора
В нашем случае при серийном производстве, целесообразно и экономически выгодно изготавливать крышки и корпус редуктора методом литья из серого чугуна марки СЧ 20. Толщину стенок корпуса принимаем.
Принимаем мм.
Данная толщина отвечает требованиям технологий литья и необходимой жесткости корпуса редуктора [2, С.234].
Остальные размеры стенок корпуса показаны на рис. 7 и определяется по формуле.
Рисунок 7 - Стенки корпуса редуктора
Подставим в формулы (6.2) и получим :
мм;
Принимаем f = 4,5 мм;
Принимаем b1 = 14 мм;
Принимаем l = 20 мм.
10.1.2 Крепление крышек к корпусу и определение диаметров отверстий под фундаментные болты, бобышки, фланцы.
Крышка корпуса крепиться к основанию винтами, диаметр которых определяют по формуле:
Принимаем мм.
Используем винты М16 с потайной головкой ГОСТ 11738-84, длина которых определяется конструктивно с учетом материала, из которого выполнен корпус, в нашем случае чугун, и винты должны быть закручены на расстояние, не меньше чем 1,5dбоб.
Для фиксации крышки относительно корпуса редуктора необходимо установить по краям на наибольшем удалении штифты.
Принимаем dшт = 12 мм.
Диаметры фундаментальных болтов (см. рис. 8) для крепления корпуса к плите или раме, определяем по формуле:
Диаметр отверстия под фундаментный болт определяем по формуле:
dотв = 20 + (0,5…1мм) = 21 мм;
Рисунок 8 – Конструкция мест крепления корпуса к плите
10.1.3 Выбор крышек подшипников и конструирование приливов для подшипниковых гнезд.
Для данного редуктора целесообразно применить закладные крышки и подшипники, изготовленные из серого чугуна марки СЧ 21.
Основные размеры крышки приведены на рисунке 9.
Рисунок 9 – Конструкция крышки подшипника
Диаметр D крышки равен диаметру внешнего кольца подшипника. Быстроходный вал – D = 100 мм, промежуточный вал – 100 мм, тихоходный вал – 150 мм.
Размеры l, b, S, c принимаем, исходя из рекомендаций [1, С.128].
Приливы, в которых располагаются подшипники, конструктивно оформлены в соответствии с рекомендациями [1, С. 238-245] и изображены на рисунке 10.
Рисунок 10 - Конструкция приливных подшипниковых гнезд
Диаметры приливов Dп для закладных крышек определяются по формуле:
Для опор быстроходного и промежуточного валов
Dп = 1,25·100 + 10 мм = 135 мм.
Принимаем Dп = 140 мм.
Для опор тихоходного вала
Dп = 1,25·150 + 10 мм = 197,5 мм.
Принимаем Dп = 200 мм.
Радиусы скруглений R и r зависят от толщины стенок корпуса и находятся по формулам:
Расстояние l1 вычисляем по формуле:
l1 = (1,2…1,3)·16 = (19,2…20,8) мм
Длина l2 подшипниковых гнезд определяется конструктивно шириной подшипников в опорах, высотой крышки, по толщине регулировочного кольца и расстояние от подшипника до внутреннего края прилива, равного 2 мм. В нашем случае l2 постоянен и равна 65 мм.
10.1.4 Выбор крышки люка.
Для заливки масла в редуктор и контроля правильности зацепления делают люк. Чтобы удобнее было заливать масло и наблюдать за зубчатыми колесами при сборке и эксплуатации, размеры люка должны быть максимально возможными. Люк закрывается стальной крышкой из листов толщиной δк. При среднесерийном производстве крышку выполняют штампованной (рис. 11). Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющую прокладку. Крышка крепиться к корпусу винтами с полукруглой головкой.
d = 8 мм;
δк = (0,010…0,012)·L = (0,010…0,012)·170 = 3 мм;
h = (0,4…0,5)· δ1 = (0,4…0,5)·9 = (3,6…4,5) мм;
Рисунок 11 – Крышка люка
10.2 Выбор уплотнения
Широко применяются при смазывании подшипников жидким маслом и при окружной скорости до 20 м/с манжетные уплотнения. 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 посаду в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты, вследствие чего образуется рабочая кромка шириной
На быстроходном валу устанавливаем манжету 45×65, на тихоходном - 70×95. Установленные манжеты соответствуют ГОСТ 8752-79.
11 Расчет отклонений размеров и допусков формы промежуточного вала и зубчатого колеса быстроходной ступени
11.1 Расчет
отклонений размеров и
11.1.1 Расчет отклонений промежуточного вала
Осевые размеры вала определяются размерами сборочной размерной цепи редуктора: габаритный размер 212; осевые размеры 23, 29, 42, 50 мм, соответственно определяющие длины посадочных поверхностей; размер 2 мм координирующие осевое положение шпоночного паза, а также размеры фасок и проточек. Предельные отклонения этих размеров назначают как , что соответствует ±t/2 среднего класса точности. Значения t определяют по таблице 4.9 [4].
Свободные диаметральные размеры вала определяют по сборочному чертежу редуктора.
Номинальные значения сопряженных размеров определяют по сборочному чертежу, а предельные отклонения принимают в соответствии с посадкой по таблице 4.3 [4]. Например : Æ45 .
Длину шпоночных пазов определяем из расчета шпоночного соединения на прочность (см. пункт 9), а их предельные отклонения принимаем по Н15 [2,C.401]
На чертеже проставляем: 50Н15(+1).
Размеры поперечных сечений шпоночного паза определяют в зависимости от диаметра вала, например, по таблице 4.6 [4]. В нашем случае для диаметра Æ56r6
ширина шпоночного паза b=16 мм и глубина паза на валу t1=6 мм. На основании рекомендаций [4, П.2.1.4, С.13] на чертеже проставлено 16Р9 и 6+0,2.
Осевой размер, определяющий ширину зубчатого венца, принимают по сборочному чертежу редуктора.
Предельные отклонения ширины зубчатого венца назначают в зависимости от степени точности передачи по таблице 1. В нашем случае для 9 степени точности устанавливаем для диаметра вершин 78h12(-0,19), а для ширины зубчатого венца – 56,2h14(-0,74).
Таблица 1
Степень точности передачи |
Ширина зубчатого венца |
Диаметр вершин с зубьями | |
внешними |
внутренними | ||
поля допусков | |||
6 7 8 9 |
h11 h12 h13 h14 |
h9 h10 h11 h12 |
H9 H10 H11 H12 |
11.1.2 Расчет допусков промежуточного вала
а) Соосность посадочных поверхностей, являющихся цапфами подшипников.
Допуск соосности ТØ ограничивает перекос колец подшипников. Он назначается по таблице 2 в зависимости от типа подшипника, устанавливаемого на вал. Для шариковых радиальных подшипников качения установлены 7-я степень точности допусков соосности. В нашем случае цапфа Æ45k6 предназначены для установки на них шариковых подшипников. По таблице 2 для 7-й степени точности допуск соосности равен 0,030 мм.
Таблица 2
Интервалы размеров, мм |
Степени точности допусков соосности | ||||
5 |
6 |
7 |
8 |
9 | |
допуски соосности, мкм | |||||
Св. 18 до 30 |
10 |
16 |
25 |
40 |
60 |
³ 30 до 50 |
12 |
20 |
30 |
50 |
80 |
³ 50 до 120 |
16 |
25 |
40 |
60 |
100 |
³ 120 до 250 |
20 |
30 |
50 |
80 |
120 |
³ 250 до 400 |
25 |
40 |
60 |
100 |
160 |
б) Соосность посадочных поверхностей для зубчатого колеса относительно общей оси вращения вала.
Допуски соосности ТØ регламентируют нормы кинематической точности и нормы контакта колёс. Они назначаются по таблице 3 в зависимости от степени кинематической точности передачи.
Таблица 3
Степень кинематической точности передачи |
Диаметр делительной окружности, мм | ||
св. 50 до 125 |
св. 125 до 280 |
св. 280 до 560 | |
степень точности допуска соосности | |||
6 |
5 |
5 |
6 |
7 |
6 |
6 |
7 |
8 |
7 |
7 |
8 |
9 |
7 |
8 |
8 |
В нашем случае поверхность Æ56r6 является базой для цилиндрического колеса 8-й степени кинематической точности с делительным диаметром d=211,34 мм. В соответствии с таблицей 3 степень точности допуска соосности равна 7. По таблице 2 величина допуска соосности равна 0,050 мм.