Разработка привода грузоподъемного устройства

1.doc

Министерство образования Российской Федерации
Уфимский Государственный Авиационный Технический Университет
Кафедра основ конструирования механизмов и машин
Пояснительная записка
к курсовому проекту
«Разработка привода грузоподъемного устройства»
по дисциплине ”Детали машин и основы конструирования ”
(обозначение документа)

вид 2.cdw

привод.cdw

Отверстие центровое F М16
Техническая характеристика:
Эл. двигатель АИР132S6940
Номинальная мощность эл. двигателя
Частота вращения вала эл. двигателя
Частота вращения вала
Крутящий момент на выходном валу редуктора
Режим работы ГОСТ21354-87 3
Потребляемая мощность эл. двигателя
Технические требования:
Смещения валов электродвигателя и редуктора не более:
* Размер для справок

вид1.cdw

Техническая характеристика:
Частота вращения быстроходного вала
Передаточное отношение
Режим работы по ГОСТ 21354-87
Технические требования:
Перед сборкой детали промыть
Подшипники освободить от консервации промывкой в
промывочной жидкости;
Монтаж соединений с натягом вести с нагревом охватывающей
детали до температуры 150-200
Установку подшипников качения произвести с нагревом
подшипника в масляной ванне до температуры не более 95
При окончательной сборке плоскость разъема обработать
герметиком УТ-34 ГОСТ 24285-80;
В корпус редуктора залить масло ИГП-49 ТУ 38.101413-97 в
. 1. без нагрузки - 3ч
. 2. при полной нагрузке - 6ч
Температура корпуса не более 70
После обкатки масло слить. Контролировать наличие стружки в
* Размер для справок.

Пояснительная записка.doc

Задание на курсовой проект .. ..
Подготовка данных для ввода в компьютер . ..
Выбор оптимального варианта компоновки редуктора .
Геометрический расчет передач редуктора .. . ..
Кинематический расчет редуктора . .
Статическое исследование редуктора ..
1 Моменты на валах и колесах редуктора
2 Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и
тихоходной передач .
3 Определение нагрузок на подшипники промежуточного вала
Расчет зубчатых передач .
1 Выбор материала зубчатых колес .
2 Определение допускаемых напряжений . ..
2.1 Допускаемые контактные напряжения . ..
2.2 Допускаемые напряжения изгиба ..
3 Определение напряжений . ..
3.1 Определение контактных напряжений в зацеплении передачи .
3.2 Определение напряжений изгиба . .
Подбор подшипников для валов
1 Определение ресурса подшипников промежуточного вала ..
Проектировочный расчет валов редуктора .. .
Расчет промежуточного вала
1 Расчет промежуточного вала на прочность. Определение изгибающих
и крутящих моментов
2 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность ..
3 Расчет промежуточного вала на жесткость
Расчет соединений призматическими шпонками
Определение основных размеров корпусных деталей .. .
1 Основные размеры корпуса редуктора .. . .
2 Обоснование выбора конструкции крышек подшипников .. . .
3 Обоснование выбора конструкции манжетных уплотнителей . . .
4 Определение размеров проушин корпуса редуктора .. ..
5 Конструирование прочих элементов редуктора ..
Список литературы: ..
Эскизы стандартных деталей
Привод грузоподъемной машины был сконструирован для передачи крутящего момента на барабан который обеспечивает поднятие груза со скоростью 038 мс.
Привод грузоподъемной машины(рис. 1) состоит из электродвигателя двух муфт 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.
Рисунок 1 Схема привода грузоподъемной машины.
Редуктор состоит из косозубых быстроходной и тихоходной передач. Смазка зубчатых колес и подшипников осуществляется картерным методом т.е. корпус редуктора является резервуаром для масла и в процессе работы колеса вращаясь разбрызгивают масло внутри корпуса.
Для корпуса редуктора была применена современная конструкция. Все выступающие элементы устранены с наружных поверхностей и введены внутрь. Проушины для подъема и транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом.
Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.
ВМЕСТО ЭТОГО ЛИСТА ДОЛЖЕН БЫТЬ ЛИСТ С ЗАДАНИЕМ!!!
Подготовка данных для ввода в компьютер
Определим диаметр каната dk:
Диаметр каната определяется по нормам Госгортехнадзора
dk = 01 = 01 = 84 (мм);
где Fк – сила натяжения троса;
Dб = (е-1) dk ; е = 18
где е – коэффициент установленный Госгортехнадзором для режима работы 3;
Dб = (18-1)·84 = 1511 (мм).
Примем Dб = 160 (мм).
Частота вращения барабана:
где v – скорость наматывания троса;
Для подбора электродвигателя определим:
где =085 – КПД барабана;
=098 2·099 3·1 = 093;
= 098 – КПД зубчатого зацепления;
= 099 – КПД подшипника;
= 1 – КПД уплотнения;
=085· 099· 093· 1 2 = 083.
) потребную мощность электродвигателя:
где P – потребляемая мощность электродвигателя;
) передаточное отношение редуктора
где nдвиг – частота вращения вала электродвигателя;
nбар – частота вращения барабана;
Для определения оптимального передаточного отношения составим таблицу значений:
Таблица 1. Частоты вращения электродвигателей.
Асинхронный трехфазный на 380В
Выберем из таблицы следующие значения:
По таблице 24.9 [2] выбираем электродвигатель 132S6940:
P=55кВт и п=940 обмин.
Определим крутящий момент на колесе тихоходной ступни редуктора:
Вращающий момент на барабане:.
где = 1 – КПД муфты;
Принимаем Т2Т = 643 (Н·м).
Рассчитаем эквивалентное время работы в часах:
LHE = Lh· Н = 8000·025 = 2000ч.
Выбор оптимального варианта компоновки редуктора
Произведем расчет всех 5 вариантов компоновки редуктора с целью нахождения наиболее оптимального из них.
Рисунок 2 - Схема редуктора
Данный вид расчета осуществляется по следующим формулам:
B = bwБ + bwТ + 2×a+(045 055)×
L = 05×(da2Б + da2Т) + aw ;
где – коэффициент пропорциональности для стальных зубчатых колес можно принять равным 612 кгдм3
А- высота редуктора;
В- ширина редуктора;
V – объем корпуса редуктора;
bwТ – ширина венца тихоходной ступени;
bwБ – ширина венца Быстроходной ступени;
da1Б – диаметр шестерни быстроходной ступени;
da2Б – диаметр колеса быстроходной ступени;
da2Т – диаметр колеса тихоходной ступени;
awБ – межосевое расстояние быстроходной ступени;
awТ – межосевое расстояние тихоходной степени;
a – зазор между корпусом и вращающимися деталями передач (колесами) (одно значение для всех вариантов).
L = 05×(da2Б + da2Т) + aw =05×( 21109+21881 ) +130 =34495;(мм);
B = bwБ + bwТ + 2×a+05×aw= 416 + 585 + 2×10+05×130=1851 (мм);
V = A×B×L= 21881×10 -2×1851×10 -2×34495×10 -2=1397 (л);
L = 05×(da2Б + da2Т) + aw =05×( 21624+21624 ) +130 =34624;(мм);
V = A×B×L= 21624×10 -2×1851×10 -2×34624×10 -2=1385 (л);
L = 05×(da2Б + da2Т) + aw =05×(20361 + 21134) + 125=33247(мм);
B = bwБ + bwТ + 2×a+05×aw= 40 + 563 + 2×10+05×125=1788 (мм);
V = A×B×L= 21134×10 -2×1788×10 -2×33247×10 -2=1256 (л);
L = 05×(da2Б + da2Т) + aw =05×( 21392+19845 ) +125 =3312;(мм);
V = A×B×L= 21392×10 -2×1788×10 -2×3312×10 -2= 127 (л);
Оптимизацию по критериям минимального объема и массы зубчатых колес проведем построением графика зависимости V и m от количества вариантов:
Рисунок 3 – График объемов и масс редуктора для четырёх вариантов
Из Рисунка 3. можно сделать вывод о том что наилучшая компоновка редуктора достигается в третьем случае т.к. при этом редуктор обладает оптимальными параметрами (объемом и массой).
Геометрический расчет передач редуктора
.Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13755-81 с параметрами: угол профиля a = 20°; коэффициентом головки (ножки) зуба ; коэффициент радиального зазора с* = 025.
Коэффициенты смещения колес равны нулю т.к. суммарный коэффициент смещения X = X1 + X2 = 0.
Быстроходная косозубая передача:
– начальные диаметры:
- коэффициент торцового перекрытия:
- коэффициент осевого перекрытия:
- суммарный коэффициент перекрытия:
Тихоходная косозубая передача:
Кинематический расчет редуктора
Определение крутящих моментов и частот вращения зубчатых колес:
Частота вращения быстроходного вала
n1 = nдвиг = n1Б = 940 (обмин);
Частота вращения промежуточного вала
n2 = n2Б = n1Т = = 17184 (обмин)
где uб = 547 - передаточное число быстроходной ступени;
Частота вращения тихоходного вала
n3 = n2Т = nБ = = 3914 (обмин)
где uТ = 439 - передаточное число тихоходной ступени;
Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи
V = p × dw1Б × n1 (6×10 4) = p × 40 × 940 (6×10 4)=197 (мс);
Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи
V = p × dw1Т × n1Т (6×10 4) = p × 563 × 17184 (6×10 4)=05 (мс).
Статическое исследование редуктора
Рисунок 4 – Схема усилий в зацеплении
1 Моменты на валах и колесах редуктора.
Момент на шестерне тихоходной ступени и на колесе быстроходной ступени:
Момент на шестерне быстроходной ступени:
Момент на хвостовике быстроходного вала Нм
2 Составляющие полного усилия в зацеплениях
быстроходной и тихоходной передач
Окружная сила на шестерне тихоходной ступени:
Радиальная сила на шестерне тихоходной ступени:
Осевая сила на шестерне тихоходной ступени:
Окружная сила на шестерне быстроходной ступени:
Радиальная сила на шестерне быстроходной ступени:
Осевая сила на шестерне быстроходной ступени:
где b – угол наклона зубьев (указан в распечатке);
aw – угол зацепления.
Окружная сила на колесе быстроходной ступени:
Радиальная сила на колесе быстроходной ступени:
Осевая сила на колесе быстроходной ступени:
Окружная сила на колесе тихоходной ступени:
Радиальная сила на колесе тихоходной ступени:
Осевая сила на колесе тихоходной ступени:
3 Определение нагрузок на подшипники промежуточного вала
Рассмотрим промежуточный вал а также действующие на него нагрузки:
Рисунок 5 – Действующие нагрузки на промежуточный вал
Рассчитаем расстояние между колесами и шестернями:
Определим нагрузки на подшипники от сил в зацеплении.
Сумма моментов относительно опоры 3:
Сумма моментов относительно опоры 4:
Определим радиальные и осевые реакции опор:
Расчет зубчатых передач
1 Выбор материала зубчатых колес
При выборе материалов для зубчатых колес необходимо обеспечить прочность зубьев на изгиб стойкость поверхностных слоев зубьев и сопротивление заедания. Материалы и термообработку зубчатых колес выбираем по справочнику [1] таблица 8.9.
Шестерня - материал сталь 35ХМ;
Твердость поверхности зубьев 45Н
Термообработка Улучшение и закалка ТВЧ.
Колесо - материал Сталь 40Х;
Твердость поверхности зубьев 290НВ;
Термообработка - улучшение.
2 Определение допускаемых напряжений
2.1 Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения рассчитаем по формуле:
где – допускаемые контактные напряжения для колеса тихоходной ступени;
- допускаемые контактные напряжения для шестерни тихоходной ступени;
где - предел длительной прочности соответствующий базовому числу циклов;
SH – коэффициент безопасности.
ZN – коэффициент долговечности.
По таблице 89[1] определяем:
=2·290+70=650 (МПа);
Коэффициент долговечности определяем по формуле 861[1].
где NHG1 = 30×HB 24=30×290 24 =244×10 6;
NHE1 – эквивалентное число циклов соответствующее
NHE1 = NH × H = 60 × nw × n1 × Lh × mH =60×1×17184×2000×025=51×10 6;
где nw – число зацеплений в которое входит шестерня или колесо за один оборот в нашем случае nw = 1;
n1 – соответствующая частота вращения;
Lh – ресурс привода;
mH – коэффициент режима определяемый по табл. 8.10 [1] в зависимости от категории режима.
Рассчитаем коэффициент долговечности:
Допускаемые контактные напряжения:
По таблице 89[1] определяем
=17×45+200=965 (МПа);
Коэффициент долговечности.
где NHG2 = 60×10 6;по рисунку 8.40 [1].
NHE2 – эквивалентное число циклов соответствующее
NHE2 = NH × H = 60 × nw × n2 × Lh × mH =60×1×3914×2000×025=12×10 6;
Рассчитаем допускаемые контактные напряжения:
2.2 Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемое напряжение изгиба определим по формуле:
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 [1]);
Принимаем значение коэффициентов безопасности для шестерни и колеса
SF = 175 (табл.8.9 [1]);
Коэффициент долговечности определим по формуле :
где NFG = 4×10 6 – базовое число циклов;
NFE – эквивалентное число циклов;
Эквивалентное число циклов определим по формуле:
где F – коэффициент эквивалентности (табл.8.10 [1])
для шестерни: F = 0143;
Nк – число циклов перемены напряжений за весь срок службы;
где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса;
п – частота вращения;
NFE1 =F1× Nк1 = 60×с×п1×LH ×F1 = 60×1×17184×2000×0.143 = 29×10 6;
NFE2 =F2× Nк2 = 60×с×п2×LH ×F2 = 60×1×3914×2000×0.1 = 05×10 6;
Допускаемые изгибные напряжения равны:
3 Определение напряжений
3.1 Определение контактных напряжений в зацеплении передачи
Выполним проверочный расчет по контактным напряжениям.
Контактные напряжения определяются по формуле:
Коэффициент расчетной нагрузки:
где KHb - коэффициент концентрации нагрузки;
KHV - коэффициент динамической нагрузки;
KHa - коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями при v = 066мс KHa=107 (табл. 8.7 [1]).
Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра:
Коэффициент концентрации нагрузки при постоянной нагрузке при ybd = 0907 примем KHb = 104 (по рис.8.15 [3]).
Коэффициент динамической нагрузки определим по табл.8.3[1]:
Коэффициент расчетной нагрузки
KH = KHb×KHV×KHa= 104×102×107 = 114.
Eпр – приведенный модуль упругости. Для стальных колес и шестерен
Т1 – момент на шестерни передачи;
dw1 – начальный диаметр шестерни;
bw – ширина зубчатого венца колеса;
aw – угол зацепления;
u – передаточное число передачи .
Коэффициент ZHb определяется по формуле:
где ea – коэффициент торцевого перекрытия;
b – угол наклона зубьев на делительном диаметре.
Величина контактного напряжения
условие прочности выполняется.
3.2 Определение напряжений изгиба
Напряжения в основании зубьев колес определяются по формулам:
sF1 =YF1×ZFb×Ft×KF(bw×m)
гдеYF – коэффициент формы зуба;
Эквивалентное число зубьев:
где z – число зубьев
b – угол зацепления;
Коэффициент формы зуба (по рис.8.20 [3 стр.140]):
ZFb – коэффициент вычисляемый по формуле
KFa – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями равный 122 (табл. 8.7 [1]);
Yb – учитывает работу зуба как пластины (а не балки) и определяется равенством
Yb = 1 –b°140°=1-1407140=0899;
ZFb = KFa×Ybea=122×08991647=0666
Коэффициенты расчетной нагрузки
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями (по табл.8.7[1]):
Коэффициент концентрации нагрузки (по рис 8.15 [1]):
Коэффициент динамической нагрузки (по табл.8.3[1]):
sF1 = YF1×ZFb×Ft×KF(bw×m)=4×0666×6445×163(563×25)=1988 (МПа);
sF2 = sF1 × YF2 YF1.=1988× 3754=1864 (МПа).
Условия прочности для шестерни и колеса выполняются.
Рассмотренная ступень редуктора обеспечит необходимую долговечность и ресурс в заданных условиях нагружения.
Подбор подшипников для валов.
Для быстроходного вала-шестерни выберем по ГОСТ 8338-75 роликовые радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами 208.
Внутренний диаметр подшипников промежуточного вала определим по формуле:
где r=25 (мм) – переходной радиус( по табл.19[3]);
Примем dП = 35 мм. По ГОСТ 8338-75 выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 207 (легкая серия).
Внутренний диаметр подшипников тихоходного вала:
Примем dП = 50 мм. В соответствии с требуемой грузоподъемностью (55 кН) по ГОСТ 8328-75 выбираем подшипник с короткими цилиндрическими роликами 12210 (средная серия).
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);
ks – коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки ( при умеренных толчках ks = 13)
kT – температурный коэффициент (при температуре до 100 С 0 kT = 1).
По табл. 24.10 [2] определим параметры подшипника:
Динамическая грузоподъемность С = 255 (кН);
Статическая грузоподъемность С0 = 137 (кН).
е = 031 (табл.16.5 [1];
Эквивалентная нагрузка:
Lh ³ Lhe исходя из этого делаем вывод о работоспособности подшипника с вероятностью безотказной работы 09.
Проектировочный расчет валов редуктора
Проектный расчет валов носит ориентировочный характер и имеет цель определить основные размеры и форму вала связанные с нагрузками и назначением его основных элементов.
Диаметры участков валов:
– для быстроходного вала
Полученный размер согласуем с диаметром вала электродвигателя d1
d1=(08 12)d=(08 12)38=304 456 (мм) примем d=38 (мм).
– для промежуточного вала диаметр в месте установки зубчатых колес
Полученный диаметр согласуем со стандартным числовым рядом следовательно dК = 40 (мм);
– для тихоходного вала
Полученный диаметр согласуем со стандартным числовым рядом следовательно dК = 55 (мм);
Полученный диаметр согласуем со стандартным числовым рядом следовательно d = 45 (мм);
Диаметр буртика для упора кольца подшипника и колеса:
dБП = dП + 3 × r=40+3× 25= 475 (мм);
– для промежуточного вала
dБК = dК + 3 × f=40+3×12=436 (мм);
dБП = dП + 3 × r=50+3×3=59 (мм);
dБК = dК + 3 × f= 55+3×16=598 (мм);
Значения переходных радиусов и заплечиков приведены в табл. 1.9[3]
Консольные участки входного и выходного вала выполнены коническими по ГОСТ 12081-72. Конический конец входного вала выполнен с наружной резьбой (Рисунок 6) а конец выходного вала выполнен с внутренней резьбой (Рисунок. 7).
Размеры выходного вала определяются по справочнику табл.24.27 [2].
Рисунок 6. – Конструкция консольного участка
Рисунок 7. – Конструкция консольного
участка выходного вала.
Расчет промежуточного вала.
1 Расчет промежуточного вала на прочность. Определение изгибающих и крутящих моментов.
Определим моменты действующие на промежуточный вал методом сечений:
Реакции в опорах промежуточного вала мы определили в разделе 7.3:
Полные реакции в опорах:
Расчет и построение эпюр изгибающих моментов:
Сечение 3 (b+cxb+c+d):
Определение результирующих изгибающих моментов
Максимальный изгибающий момент М = 3195 (Н·м)
Построим эпюру изгибающих моментов:
Рисунок 8 – Эпюры изгибающих моментов.
Расчет и построение эпюр крутящих моментов.
Построим эпюру крутящих моментов:
Рисунок 9 – Эпюра крутящих моментов.
2 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность
Примем что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (Рисунок 11) а касательные напряжения - по пульсирующему циклу (Рисунок 12).
Материал вала сталь 35ХН:
Т = 850 1400=1100 МПа[6]
в = 1000..1600=1300 МПа[6]
-1 = (04 05) в =(04 05)1300 =(520 650)=600 (МПа);
-1 = (02 03) в =(0.2 0.3)1300 =(260 390)=350 (МПа);
в = (055 0.65)в =(055 065)1300=(715 845)=800 (МПа).
Рисунок 10 –Цикл изменения нормальных напряжений.
Рисунок 11 –Цикл изменения касательных напряжений.
Определим опасные сечение вала.
Наиболее опасным сечением являются шестерня (т.к. в нем действуют максимальные изгибающие и крутящие моменты)где действуют суммарный изгибающий момент М равный 3195 Н·м а также крутящий момент Т 1495 Н·м.
где Wp – полярный момент сопротивления.
где Wос – осевой момент сопротивления.
Запас прочности рассчитаем по формуле:
Запас прочности по нормальным напряжениям:
Запас прочности по касательным напряжениям:
k =2 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при изгибе; ([1] табл. 15.1)
Kd = 06 - масштабный фактор; ([1] рис. 15.5)
KF = 07 - фактор шероховатости поверхности; ([1] рис. 15.6)
= 015 - коэффициент корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости для легированной стали ([1] стр.300);
k = 143 - эффективный коэффициент концентраций напряжений при кручении;
Kd = 06 - масштабный фактор;
KF= 07 - фактор шероховатости поверхности;
= 01 - коэффициент корректирующий влияние постоянной цикла напряжений на сопротивление усталости;
Допускаемое значение запаса прочности примем [s] = 15.
Условие усталостной прочности запишем в виде:
Таким образом для шестерни вала условие усталостной прочности выполняется
Проверим статическую прочность при перегрузках:
Таким образом условие прочности для шестерни вала выполняется.
Расчет соединений призматическими шпонками
Подбор шпонок произведем по таблицам
стандартов ГОСТ23360-78 для соединений типа
вал-ступица. Принимаем величину допускаемых
напряжений смятия [sсм] = 120 (МПа).
Определим рабочую длину шпонки:
)Для колеса быстроходного вала:
l1 = lр1 + b=156+10=256 (мм) Рисунок 12 – Шпоночное соединение
согласуем со стандартным числовым рядом l=28 (мм).
где Т – вращающий момент на колесе тихоходной ступени;
) Для колеса тихоходного вала:
l3 = lр3 + b=413+7=483 (мм)
согласуем со стандартным числовым рядом l=50 (мм).
) Для входного вала:
l4 = lр4 + b=36+10=136 (мм)
согласуем со стандартным числовым рядом l=22 (мм).
) Для выходного вала:
l5 = lр5 + b=582+14=722 (мм)
согласуем со стандартным числовым рядом l=80 (мм).
Определение основных размеров корпусных деталей.
1 Основные размеры корпуса редуктора
Основные размеры определяющие внешние очертания корпуса находят в функции толщины стенки d вычисляемой по формуле:
Толщина дна редуктора d1
d1= (08 09)×d=(72 81)=75 (мм);
Ширина фланца разъема корпуса f
f = 2×d=2×9=18 (мм);
Диаметр d резьбы винта соединяющего крышку и основание корпуса
Диаметр df фундаментных винтов
df = 125×d=125×11=1375 (мм)
Расстояние от подшипника до торца прилива корпуса
k1 = 020×DП=020×80=16 (мм);
k2 = 020×DП=020×72=144 (мм);
k3 = 020×DП=020×90=18 (мм);
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 13 – Крышка подшипника
Толщина стенки крышки
d=6 (мм);([2] стр.169)
S = (09 1)×d=(09 1)×6=54 6=6 (мм);
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 005 МПа скорости до 20 мс 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.
Рисунок 14 – Манжета
4 Определение размеров проушин корпуса редуктора
Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины (рисунок 15) отливая их заодно с крышкой. В данном случае проушина выполнена в виде ребра с отверстием.
d = 3× = 3×9 = 27 мм.
Рисунок 15 – Проушина
5 Конструирование прочих элементов редуктора
Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают масло указатели жезловые (щупы).
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.
Крышку фиксируют относительно корпуса штифтами. Штифты предотвращают взаимное смещение деталей при растачивании отверстий под подшипники обеспечивают точное расположение деталей при повторных сборках.
Люк в верхней части крышки используют не только для заливки масла но и для осмотра зацепления колес. 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 плоской верхней пластины на которой выдавлены гофры через которые внутренняя полость редуктора соединяется с атмосферой. В нижней штампованной части имеются 6 отверстия диаметром 5 мм. Эта часть крышки по периметру окантована про вулканизированной резиной. Фильтр состоящий из тонкой медной проволоки заполняет пространство между верхней и нижней частями крышки. Крышка крепится винтом М6.
Рисунок16 – Крышка люка редуктора
Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие закрываемое пробкой с конической резьбой. Коническая резьба создаем герметичное соединение поэтому дополнительного уплотнения не требуют.
Рисунок 17 – Маслосливная пробка.
В ходе выполнения курсовой проекта был спроектирован привод грузоподъемной машины. Для этого был разработан редуктор с рациональными показателями массы размеров и себестоимости отвечающий требованиям по безотказной работе и ресурсу. К редуктору были подобраны двигатель и муфта. А также разработана конструкция плиты.
М.Н.Иванов «Детали машин»- М.: Высшая школа 2000 - с.383.
П.Ф.Дунаев О.П.Леликов «Конструирование узлов и деталей машин» - М.: Высшая школа 2004 - с.496.
Методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»: УГАТУ. Сост.: С.С. Прокшин Б.А. Беляев А.А. Сидоренко В.А. Федоров С.М. Минигалеев. - Уфа 2006. - 58 с.
В.И.Анурьев «Справочник конструктора - машиностроителя» том 2. - М.: Машиностроение 2001 - с. 900.
В.И.Анурьев «Справочник конструктора - машиностроителя» том 3. - М.: Машиностроение 2001 - с. 859.
ВМЕСТО ЭТОГО ЛИСТА ДОЛЖЕН БЫТЬ ЛИСТ С НАДПИСЬЮ ПРИЛОЖЕНИЕ!!Эскизы стандартных изделий
Подшипник шариковый радиальный ГОСТ 8338-75
Подшипник радиальный роликовый ГОСТ 8328-75
Манжета ГОСТ 8752-79
Шпонка ГОСТ 23360-78
Номинальный диаметр резьбы
Шайбы стопорные многолапчатые ГОСТ 11872-80
Гайка круглая шлицевая ГОСТ 11871-88
Двигатель АИР132S4 ТУ 19-525.571-84
Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21424-93

колесо.cdw

Сталь40Х ГОСТ4543-81
Общие допуски по ГОСТ 30893.1: Н14;
* Размер обеспечить инструментом.
Коэффициент смещения

Спецификация редуктор.spw

Кольцо уплотнительное
Винт М12 X 35 ГОСТ 7796-70
Винт М12 X 45 ГОСТ 15589-70
Винт М6 x 18 ГОСТ 17474-80
Манжета 1-40 x60ГОСТ 8752-79
Манжета 1-50 x70ГОСТ 8752-79
Подшипник207 ГОСТ 8338-75
Подшипник208 ГОСТ 8338-75
Подшипник12210ГОСТ 8328-75
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Шпонка 1-10x 8 x 22 ГОСТ 23360-78
Шпонка 1-10 x 8 x 28 ГОСТ 23360-78
Шпонка 2-14 x 9 x 50 ГОСТ 23360-78
Шпонка 1-14 x 9x 80 ГОСТ 23360-78
Штифт 8 x 40 ГОСТ 9464-79
Шайба 12 ГОСТ 13463-77
Шайба уплотнительная 1.
х67 каталог фирмы "Циллер

Спецификация привода.spw

Пояснительная записка
Двигатель АИР 132S6940
Шайба Н.20 ГОСТ 11872-89
Шайба 12 ГОСТ 6402-70
Шайба 16 ГОСТ 6402-70

вал.cdw

Сталь 35ХМ ГОСТ 4543-81
Общие допуски по ГОСТ 30893.1: Н14;
* Размер обеспечить инструментом.
Коэффициент смещения