42828

Проектирование двухступенчатого цилиндрического редуктора как составной части привода тяговой лебедки

Курсовая

Производство и промышленные технологии

От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и её привода. Выбираем электродвигатель переменного тока с асинхронной частотой вращения короткозамкнутого ротора. Этот двигатель применяется потому

Русский

2013-11-01

700.26 KB

13 чел.

Содержание:

Техническое задание……………………………….………………………………..3

1.Кинематический расчет привода………………………………………………..4

  1.1. Подбор электродвигателя……………………………………………………4

  1.2.Определения частоты вращения двигателя и определяем передаточное число…………………………………………………………………………………..5

  1.3.Выбор чисел зубьев тихоходной и быстроходной ступеней……………...5

  1.4.Частота вращения и крутящий момент на валах…………………………6

2. расчет зубчатых колес……………………………………………………………6

  2.1. Выбор материала зубчатых колёс……………………………………….....6

  2.2.1Проверим зубья на изгибную выносливость на тихоходной ступени.11

     2.2.2.Проверим зубья на изгибную выносливость на быстроходной ступени………………………………………………………………………………12

3. Проектировочные расчеты валов…………………………………………….13

  3.1. Выбор типа и схемы установки подшипников………………………….14

  3.2. Составление компоновочной схемы……………………………………...14

4. Выбор муфт………………………………………………………………………15

  4.1. Подбор упругой муфты……………………………………………………..15

  4.2. Подбор компенсирующей муфты………………………………………….15

5. Подбор подшипников качения на заданный ресурс………………………..16

6. Расчет валов на статическую прочность……………………………………..18

7. Расчет и конструирование элементов корпусных деталей и крышек подшипников……………………………………………………………………….22

8.Расчёт соединений………………………………………………………………. 24

  8.1. Расчет шпоночных соединений……………………………………………24

9. Выбор смазочных материалов и системы смазывания…………………….26

10.Расчёт и конструирования исполнительного органа……………………...27

  10.1 Определения параметров исполнительного органа……………………27

  10.2. Проектировочный расчет вала барабана……………………………….28

  10.3. Подбор подшипников качения…………………………………………...28

  10.4. Конструирование опорных узлов и крышек подшипников………….29

Выводы ………………………………………………...…………………………....30

  

Техническое задание.


1. Кинематический расчет привода

1.1. Подбор электродвигателя

От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и её привода. Выбираем электродвигатель переменного тока с асинхронной частотой вращения короткозамкнутого ротора. Этот двигатель применяется потому, что он сравнительно лёгкий, компактный, удобный в эксплуатации и имеет стабильный режим работы.

Сила тяги для перемещения F=2500 Н, скорость транспортирования       v=0,85 м/с.

Потребная мощность Nп= Fv=2500∙0,85=2125 Вт

  

Общий коэффициент полезного действия привода:

 

Расчетная мощность двигателя:

   кВт.

   Частота вращения на выходе:

 обр/мин.

Передаточное отношение привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины:

  

Определим передаточное отношение i привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя

   Таблица 1

nдв

I

1000

24,6

  Для редуктора разделенной схемы принимаем  nдв=1000 об/мин.

В зависимости от частоты вращения и мощности выбираем двигатель исполнения 4А112МА6УЗ  ГОСТ 19523-74 – трехфазный асинхронный короткозамкнутый двигатель, с высотой оси вращения 160 мм, вариант привязки к установившимся размерам – А, установочный размер по длине станины и сердечника статора - S, климатического исполнения У (для районов умеренного климата), категории 3 по ГОСТ 15150-69 [1].

Габаритные размеры:

l30=625 мм;

d30=358 мм.

d1=42 мм

l31=108 мм [1].

 1.2.Определения частоты вращения двигателя и определяем передаточное число.

   Частота вращения вала двигателя:

   обр/мин.

 Действительное передаточное число:  

 Передаточне отношения тихоходной ступени:

 Передаточне отношения быстроходной ступени:

1.3.Выбор чисел зубьев тихоходной и быстроходной ступеней.

 Выбираем  число зубьев для шестерни.

 быстроходной.

 тихоходной.

Определяем числа зубьев колес.

   Быстроходной:

Выбираем- z=162

    Тихоходной:

Выбираем- z=85

Перещитываем передаточные числа.

 быстроходной ступени.

тихоходной ступени.

1.4.Частота вращения и крутящий момент на валах.

1.4.1. Частота вращения:

         -Быстроходный вал.

            

         -Промежуточный вал.

         

         -Тихоходный вал.

         

1.4.2.Крутящий моент:

         -Тихоходный вал.

         кН

         -Промежуточный вал.

          кН

         -Быстроходный вал.

          Кн

  2. расчет зубчатых колес

  2.1. Выбор материала зубчатых колёс.

Материал для зубчатых колес выбирают по критериям:

  1.  твердость;
  2.  вид термообработки;
  3.  экономические показатели;
  4.  минимальную обработку;
  5.  хорошую обрабатываемость

Для зубчатых колёс наиболее подходящими являются стали – 40Х, 40ХН, 30ХГСА. При расчетах возможно незначительное изменение твёрдости материала. Для колеса выбираем материал сталь 40ХН, Термообработка – закалка ТВЧ.

Таблица 1                 

Расчет зубчатых цилиндрических передач

Исходные данные

Наименование параметра

Обозначение

быстроходная

тихоходная

Передаточное число

 u

5,455

4,222

Частота вращения, мин-1

шестерни

n1 

1041

239,939

колесо

n1

239,939

146,97

Срок службы, ч

 Lh

15000

Режим работы

 

постоянный

Тмахном

 

2,2

Угол наклона, град

 β

30

0

Степень точности

 

8-В

Шероховатость поверхности зубьев, мкм

Ra

1,25

Твердость сердцевины зубьев, НВ

Шестерня

Но1

290

490

Колесо

 Но2

280

441

Марка стали

Шестерня

 

Сталь

40Х

Колесо

 

Термообработка

Шестерня

 

Поверхностная

Колесо

 

Закалка

Твердость рабочей поверхности зубьев, HRC

Шестерня

HRC

53

50

Колесо

HRC 

43

45

Смещение

Шестерня

 

0

Колесо

 

0

Количество зубьев

Шестерня

 z1

30

20

Колесо

 z2

162

85

Таблица 2.

Определение допускаемых контактных напряжений

Наименование параметра

Обозна-чение

Формула

 

Значение

Быстрох.

Тихоход.

Количество нагруженний за один оборот

 

Ш

К

Кол. циклов

нагружения с учётом режима работы, млн.

Ш

К

Показатель степени

m

 

20

20

Коэффициент долговечности

 

     m=20

Ш

0.827

0,894

К

0.89

0,949

Коэффициент запаса прочности

 

 

Ш

1.2

1,2

К

1.2

1,2

Предел контактной выносливости, МПа

 

 

Ш

1101

К

931

Допускаемое контактное напряжение, МПа

 

 

=0.9

Ш

759,218

704,388

К

690,562

686,968

Принятое

 

 

690,562

686,968

Таблица 3.

Определение допускаемых изгибных напряжений

Наименование параметра

Обозна-чение

Формула

 

Значение

быстрохдны

тихоходный

Предел выносливости при изгибе, МПа

 

 

Ш

580

680

К

580

680

Коэффициент запаса прочности

 

 

Ш

1,7

1.7

К

1,7

1,7

Базовое число циклов нагружений

NFlim

Ш

К

Коэффициент долговечности

 

то =1

Ш

1

1

К

1

1

Коэф. учитывающий получения заготовки

 

 

Ш

1

1

К

1

1

Коэф. Учитыв.   шероховатость поверхности.

Ш

1

1

К

1

1

Коэффициент, учитывающий размеры колеса

 

 

Ш

1

1

К

1

1

Коэф. влияния двухсторонней нагрузки

Ш

1

1

К

1

1

Допускаемое напряжение при изгибе, МПа

 

 

Ш

647,647

400

К

547,647

400

Проектировочный расчет

Наименование параметра

Обозначение

Формула (источник)

Значение

быстроходный

тихоходный

Относительная толщина венца

0,4….0,9

0,7

0,8

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

1,15

1,04

T1

32,005

Вспомогательный коэффициент

675

770

Расчетный начальный диаметр шестерни, мм

34,235

79,37

Модуль, мм

Расчетный

1,556

4,409

стардантный

1й  ряд

1

4

Торце-вой.

1.15

-

Делительный диаметры, мм

Шестерня

25.3

72

Колесо

138

304

Межосевое расстояние, мм

82

-

Межосевое расстояние, мм

-

188

Ширина зубчатого

венца

bw

23,965

Принимаем 22

-

Коэффициент осевого

перекрытия

3,501

-

Основной угол наклона.

град.

При ˚

28

-

Таблица 4.

Проверочный расчет

Наименование параметра

Обозна-чение

Формула

Значение

Быстроходный

тихоходный

Коэффициент торцового перекрытия

 

-

1,66

Коэффициент торцового перекрытия

 

1,731

-

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий на тихоходном валу.

 

Т- 

-

0,883

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий на быстроходном валу.

 

 

0,76

-

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колёс, МПа-0,5

 

190

190

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления

 

2,214

2,49

Окружная сила, Н

Окружная скорость, м/с

V 

3,864

2,009

Относительная ширина венца,мм

 

-

57,6

Приняли 65

Относительная толщина венца(переопределяем)

0,643

0,903

Коэффициент, учитывающий внешнею динамическую нагрузку.

 

1

1

Проверка на близость к резонансу.

 

85,015

36,165

Коэффициент, учитывающий влияния модификации профиля и вида зубьев.

 

HV>350

0,02

0,14

Коэффициент, учитывающий влияния разности шагов зубьев шестерни и колеса.

 

5,6

6,1

Удельная окружная динамическая сила Н/м

 

1,678

11,45

Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку

1,015

1,083

Коэффициент, учитывающий

Распределения нагрузок между зубьями

 

Для прямозубых передач

1

1

Коэффициент нагрузки

 

1,167

1,127

Контактное напряжения в полюсе зацепления МПа

 

687,392

681,291

Относительное напряжения %

 

-0,459

-0,826

Таблица 5.

Параметр

Обозна-чение

Формулы

Значение

быстроходный

тихоходный

Диаметр вершин, мм

Ш

22

80

К

120

312

Диаметр впадин, мм

Ш

24

62

К

122

294

Ширина колеса, мм

22

65

Ширина шестерни, мм

23

69

2.2.1Проверим зубья на изгибную выносливость на тихоходной ступени:

  Коэффициент учитывающий форму зубьев   

                                                                           

  Коэффициент учитывающий наклон зуба при β=20     

  Коэффициент учитывающий перекрытия зубьев   

  Внешняя динамическая нагрузка

  Внутренняя динамическая нагрузка  

  

Коэффициент расчетной нагрузки:   

  Местное изгибное напряжение на шестерне.

  На колесе.

2.2.2.Проверим зубья на изгибную выносливость на быстроходной ступени:

  Число зубьев эквивалентных колес.

  

Коэффициент учитывающий форму зубьев:   

                                                                                        Коэффициент учитывающий наклон зуба.  

  

   Коэффициент учитывающий перекрытия зубьев.  

   Внешняя динамическая нагрузка.

   Внутренняя динамическая нагрузка.  

  

   Коэффициент расчетной нагрузки:

  

   Местное изгибное напряжение на шестерне.

   На колесе.

3. Проектировочные расчеты валов

Предварительно определим диаметры валов из расчета только на кручение.

Для валов редукторов общего машиностроения условное допускаемое напряжение принимают из диапазона МПа [7].                                        

Таблица 6.                  

                                        Диаметр быстроходного вала                                 

мм, принимаем.,

мм

                                          Диаметр промежуточного вала

мм, принимаем                                                        

мм.

                                          Диаметр тихоходного вала

мм, принимаем

чтобы обеспечить сопряжение с полумуфтой                                                               

мм

После определения диаметров валов разрабатываем их конструкцию, т.е. формируем ступени, опорные буртики, предусматриваем шпоночные пазы. Ступенчатая форма вала позволяет свободно передвигать каждую деталь вдоль вала до ее посадочного места и просто фиксировать ее на этом посадочном месте в осевом направлении.

Определим, шестерня устанавливается или нарезается на валу.

На быстроходном валу:

мм,

На промежуточном валу:

мм,

Разница между делительным диаметром и диаметром впадин на быстроходном и промежуточном валу меньше 7т, поэтому зубья нарезаются на валу.

3.1. Выбор типа и схемы установки подшипников

Выбирая подшипники, на первом этапе конструирования редуктора исходят из ориентировочных значений диаметров валов. Затем, параллельно с уточнением размеров валов по длине и по диаметру и уточнением нагрузки подшипника пересматриваем первоначальный вариант и выбираем наиболее рационально подшипники, обеспечивающие необходимые требования.

Кольца подшипников должны закрепляться на валу и в корпусе, чтобы фиксировать вал в осевом направлении, воспринимать осевую нагрузку и предотвращать проворот колец при динамических нагрузках. Применим упор в заплечик вала.

На быстроходный вал:

32203  ГОСТ 8328-75;

На промежуточный:

   32207  ГОСТ 8328-75;

На тихоходный:

    212  ГОСТ 8338-75.

3.2. Составление компоновочной схемы

Рис. 2

На рисунке 2 изображена компоновка двухступенчатого редуктора по разделённой схеме в первом приближении:

1 – быстроходный вал;

2 – первая ступень редуктора,

3 – вторая ступень редуктора;

4 – тихоходный вал,

5 – подшипники тихоходного вала,

6 – подшипники промежуточного вала,

7 – подшипники быстроходного вала,

8 - промежуточный вал.

4. Выбор муфт

Стандартизованные муфты подбираются по допускаемому вращающему моменту и диаметру валов.

Основная характеристика муфты – расчетный вращающий момент , где - коэффициент режима работы.

4.1. Подбор упругой муфты

Расчетный вращающий момент Н∙м.

Назначение упругих муфт – снижение ударной нагрузки и предотвращение опасных колебаний. Кроме того, упругие муфты допускают некоторую компенсацию неточностей взаимного положения валов. С помощью упругих муфт можно предотвратить возможность появления резонансных колебаний. Упругая муфта ГОСТ 12080-66  состоит из двух полумуфт и упругих элементов.

Таблица 7.

Наименование муфты

Станд. момент, Н∙м

Расчетный момент, Н∙м

Габариты (диаметр, длина), мм

Допуск. радиал. смещение

Доп. угловое смещение, град.

Предел. частота вращения

С торообразной оболочкой

350

323

220/200

60

2,5

3

3700

4.2. Подбор компенсирующей муфты

Расчетный вращающий момент Н∙м.

Компенсирующие муфты предназначены для соединения валов с небольшими взаимными смещениями осей, связанными с неточностями изготовления, монтажа и упругими деформациями.

Полужёсткие  муфты просты и не требуют ухода в процессе эксплуатации  .

Одна муфта компенсирует перекос валов от 45ˈ до  1˚и осевое смещения от 0,5 до 2,5мм.

   Сдвоенные муфты с промежуточным валом компенсирует также радиальные смещения.

   Выбираем одинарную полужёсткую муфту по ГОСТ 26455-85.

Таблица 8.

Наименование муфты

Станд. момент, Н∙м

Расчетный момент, Н∙м

Габариты (диаметр, длина), мм

Допуск. осевого смещение

Доп. угловое смещ-е, град.

Предел. частота вращения

Полужёсткая

4000

2290

220/300

1,5

1

5280

5. Подбор подшипников качения на заданный ресурс

В качестве опор валов используем стандартные подшипники качения. Нагрузочная способность подшипников заданного диаметра и серии зависит от типа подшипника. С увеличением диаметра подшипника, а также при переходе от легких серий к более тяжелым нагрузочная способность возрастает, но увеличивается стоимость.

Применим шариковые радиальные однорядные подшипники. Они воспринимают как радиальные, так и ограниченные двухсторонние осевые нагрузки. Обеспечивают осевое фиксирование вала в двух направлениях.

 

Необходимо определить динамическую грузоподъемность, чтобы подобрать из стандартных соответствующий подшипник.

Долговечность до появления усталости подшипника

, где

- расчетный ресурс,

- эквивалентная нагрузка для радиальных подшипников,

- радиальная нагрузка,

- коэффициент вращения (при вращении  внутреннего кольца) [7],

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки,

При температурный коэффициент [7].

При проектировании опор передач исходными для определения нагрузок, действующих на подшипник, являются силы в зацеплении: нормальная сила и сила трения. Силами трения пренебрегаем, так как коэффициент трения между хорошо смазанными и чисто обработанными зубьями весьма мал. За радиальную нагрузку принимаем наибольшую из рассчитанных суммарных радиальных реакций в опорах.

Для определения нагрузок, действующих на опоры, вал на подшипниках заменяем балкой на опорах.

Размеры а, в, с указанные на рисунке 4  взяты из чертежа в первом приближении (рис. 2).        

 

Рис. 4.

                                                                                                    Таблица 14

Вал

Разм.

Формула

Быстр.

Промеж.

Тихоход.

a

мм

мм

мм

кН

111

27

86

в

24

55,5

-

c

57

-

111

Ftш/Ftк

2

3,7/7,3

7

Frш/Frк

кН

кН

кН·м

кН

0

0,8

1,3/2,7

2,5

Fa

1,18

-

-

Fm

Для муфты со Т обр.елиментом:

Для полужёсткой  муфты:

0,1

-

0,8

Raв

0,8

3,35

1,25

Raг

кН

2,1

9,15

3

Rвв

кН

кН

кН

кН

кН

тыс.час.

0,8

3,35

1,25

Rвг

2

9,15

4,8

Ra

2,25

9,74

3,25

Rв

2,15

9,74

4,96

F

3,01

13,64

6,94

Lh

114,8

178,79

266,29

6. Расчет валов на статическую прочность

Для проверочного расчета валов составим расчетные схемы. Вал представим как балку на двух опорах. Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

Рассмотрим быстроходный, промежуточный и тихоходный валы.

Рассмотрим быстроходный вал

     

H;

;

.

Определим величину и направления реакций опор.

     Вертикальная плоскость:

  

 

   

     Горизонтальна плоскость:

   

    

Определим изгибающий момент:

   по вертикали:

x=0=0  x=b=19.2

    по горизонтали:

    Проверяем вал на статическую прочность в опасном сечении.

     Напряжения изгиба:

      Напряжения кручения:

      Эквивалентное напряжений:

 Условие выполняется.

Рассмотрим промежуточный вал

    

H;  

;

Н;

 

.

Определим величину и направления реакций опор.

     Вертикальная плоскость:

    

   

     Горизонтальна плоскость:

   

    

Определим изгибающий момент:

   по вертикали:

 

    по горизонтали:

    Проверяем вал на статическую прочность в опаскам сечении шестерни.

     Напряжения изгиба:

      Напряжения кручения:

      Эквивалентное напряжений:

 Условие выполняется.

Расчет на выносливость промежуточного вала.

 придел выносливости.

Коеф. чувствительности к асимметрии цикла напряжений.

  Коеф. влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

    Коеф. влияния шероховатости

  Коеф. влияния упрочнения

Коеф. Концентрации напряжения.

 Придел выносливости при кручении.

 Коеф. чувствительности к асимметрии цикла напряжений.

 

Определим коеф. запаса усталостной прочности по нормали

  Среднее значене напряжений.

 Амплитудное значение напряжения.

Коеф. Запаса усталостной прочности.

Определим коеф. запаса усталостной прочности по кручению.

  Среднее значене напряжений.

 Амплитудное значение напряжения.

Коеф. Запаса усталостной прочности.

Коеф. Запаса усталостной прочности при совместном действии

изгиба и кручения.

Рассмотрим тихоходный вал

      

H;

 .

Определим величину и направления реакций опор.

     Вертикальная плоскость:

  

   

     Горизонтальна плоскость:

  

 

      

Определим изгибающий момент:

   по вертикали:

 

    по горизонтали:

    Проверяем вал на статическую прочность в опаскам сечении.

     Напряжения изгиба:

      Напряжения кручения:

      Эквивалентное напряжений:

 Условие выполняется.

7. Расчет и конструирование элементов корпусных деталей и крышек подшипников

Корпусные детали предназначаются для обеспечения правильного взаимного расположения сопряженных деталей редуктора, восприятия нагрузок, действующих в редукторе, защиты рабочих поверхностей зубчатых колес и подшипников от взвешенных инородных частиц окружающей среды, защиты от выброса масла в окружающую среду при работе редуктора, отвода теплоты, а также для размещения масляной ванны.  

Корпус редуктора состоит из собственно корпуса и крышки, которые отливаются из чугуна. Основными элементами корпуса являются его стенки, лапы, фланец корпуса, прилегающая к фланцу крышка и гнезда для подшипников с ребрами жесткости. В нижней части корпуса имеется резьба для маслоспускной пробки. Предусмотрен также прилив для маслоуказателя, чтобы загрязненное масло сливалось полностью, дну корпуса придают уклон.

В крышке предусмотрен люк, размеры которого достаточны для осмотра передач. Люк закрыт стальной крышкой, которая крепится болтами. В крышке установлена отдушина, через которую из редуктора выходит воздух, расширяющийся от выделения тепла в зацеплении. Крепление крышки к корпусу производят болтами.

Для транспортировки корпусных деталей и редуктора в сборе его крышка снабжена подъемными ушами.

Для корпуса характерны гладкие очертания. Необходимо учитывать особенности механической обработки после литья. Плоские поверхности (стыковые поверхности фланцев корпуса и крышки, торцовые поверхности подшипниковых гнезд, участки под головки болтов и др.) обрабатываются фрезерованием. Предусмотрены отверстия под два штифта по диагонали, которые сверлятся после соединения корпуса и крышки. Штифты предназначены для фиксации перед расточкой отверстий.

Габаритные размеры корпусных деталей выясняются при компоновке редуктора, они в основном определяются типом, размерами и относительным расположением деталей передачи.

Рассчитаем размеры основных элементов корпуса редуктора.

                                                                                                           Таблица 16

Толщина стенки корпуса

мм, принимаем

мм

.

Толщина стенки крышки

мм, принимаем

мм.

Толщина ребра в сопряжении со стенкой корпуса

мм, принимаем

мм

Толщина ребра в сопряжении со стенкой крышки

мм, принимаем

мм.

Диаметр фундаментных болтов

мм.

Диаметр болтов соединения крышки с корпусом редуктора

мм.

Диаметр болтов крепления крышки смотрового отверстия

мм, принимаем

мм

Толщина фундаментных лап

мм.

Толщина фланца корпуса

мм

Толщина фланца крышки для болта с шестигранной головкой

мм.

Толщина подъёмных ушей крышки

мм.

 

Расстояние от края фланца фундаментальных лап до стенки. мм

Расстояние от края фланца до стенки. мм

Расстояние от края до оси болта. мм

Расстояние между осями болтов. мм

Торцовые крышки предназначены для герметизации подшипников качения, осевой фиксации подшипников и восприятия осевых нагрузок.

8.Расчёт соединений

8.1. Расчет шпоночных соединений

Шпонка – деталь, устанавливаемая в пазах двух соприкасающихся деталей и препятствующая относительному повороту или сдвигу этих деталей.

Применим призматические шпонки (прямоугольного сечения).

Размеры сечений шпонок выбирают в зависимости от диаметра вала. Шпонки закладывают в паз вала, соответствующий длине шпонки, без крепления.

Основным расчетом для призматических шпонок является расчет на смятие в предположении равномерного распределения давления по поверхности контакта боковых граней  шпонки.

                                        

Рис. 3. Схема шпоночного соединения

, откуда расчетная длина шпонки равна

, где

Т – вращающий момент на валу;

- допускаемое напряжение смятия;

 - предел текучести материала шпонки.

Материалом шпонок назначим СТ6 ГОСТ 380-71.

МПа

Определим расчетную длину шпонок для различных сопрягаемых с валом элементов:

  1.  упругая полумуфта

мм;

  1.  колесо быстроходной ступени

мм

  1.  колесо тихоходной ступени

мм;

  1.  компенсирующая полумуфта

мм.

                                                                                                     Таблица 13

Сопрягаемый элемент

dв, мм

Стандартные bхh

Станд. длина (диапазон) мм

Расчетная длина, мм

Принятая длина, мм

Обозначение

Упругая полумуфта

17

5х5

12-17

9

15

Шпонка 1-5х5х15 ГОСТ 23360-78

Колесо быстроход. ступени

40

12х8

38-44

23,9

38

Шпонка 2-12х8х38 ГОСТ 23360-78

Колесо тихоход. ступени

70

20х12

65-75

37,2

66

Шпонка 3-20х12х66 ГОСТ 23360-78

Компенсирующая полумуфта

55

16х10

50-58

56,8

58

Шпонка 4-16х10х58 ГОСТ 23360-78

Расчёт резьбового соединения

Расчитаум болты фундаментальных лап.

   Количество болтов   принимаем 4.

В и  L габариты редуктора.

  

m- число болтов в ряду.

L1x- растояния между болтами.

Определим силу затяжки:

Проверка:

9. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

Смазочные материалы применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты и продуктов изнашивания, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины. Кроме того, стабильность коэффициента трения  и демпфирующие свойства слоя смазочного материала между  взаимодействующими поверхностями способствуют снижению динамических нагрузок, увеличению плавности и точности работы машины.

Под смазыванием понимается подведение смазочного материала к поверхностям трения.

Смазка в редукторе производится жидким нефтяным маслом. Главной характеристикой смазочного масла является его вязкость, которую выбирают тем выше, чем ниже скорость и тяжелая нагрузка.

Применим комбинированный  способ смазки. Зубчатые колеса погружаются в масло, залитое в нижнюю часть корпуса (картер). А смазка подшипников качения осуществляется маслом, которое разбрызгивается зубчатой передачей. По времени – это непрерывное смазывание.

Емкость ванны для масла такова, при которой на каждый киловатт передаваемой мощности приходится 0,4 л масла. Таким образом, в картер необходимо залить масло в количестве 0,4∙22=8,8 л.

Смазку заливают через отдушину в крышке смотрового люка. Загрязненная смазка спускается через отверстие у дна корпуса, закрываемое резьбовой пробкой.

Приспособлением для контроля уровня масла является жезловой маслоуказатель.

Экономичность и долговечность машины в большой степени зависят от правильности выбора смазочного материала. Обычно значения коэффициентов трения в парах трения снижаются с ростом вязкости  смазочного материала, но вместе с тем повышаются гидромеханические потери на перемешивание смазочного материала. Необходимо правильно определить вязкость масла.

Для смазывания зубчатых передач со стальными зубьями ориентировочное значение вязкости масла определяется в зависимости от .

, где

- контактные напряжения, МПа,

- окружная скорость в зацеплении, м/с.

При подборе масел для многоступенчатых редукторов с общей масляной ванной выбирают промежуточное значение вязкости между требуемыми значениями для тихоходной и быстроходной ступеней.

Для тихоходной ступени:

;

м/с;

МПа;

.

Потребная кинематическая вязкость

мм2/с.

Для быстроходной ступени:

;

м/с;

МПа;

.

Потребная кинематическая вязкость

мм2/с.

мм2

Из рекомендуемого диапазона значений вязкости выбираем масло ИГП-91 ТУ 101451-78

10.Расчёт и конструирования исполнительного органа.

10.1 Определения параметров исполнительного органа.

 Исполнительным органом привода тяговой лебедки для транспортирования самолетов является барабан. Барабан служит для наматывания лебедки.

Подберем канат:

Выбираем канат по ГОСТ 3062-80 по групе  1570.

dk=8.6мм

Конструирование барабана:

Ширина канавки

Длина барабана:

D – Диаметр= барабана – 400мм

 

Принимаем 7.

Р- Тяговая сила – 2500кН

 принимаем Lb=788мм

Полная длина барабана:

Длина вала барабана.

принимаем  Lmin=120мм

Расстояния от барабана до опоры.

10.2. Проектировочный расчет вала барабана.

Вал барабана нагружен таким же крутящим моментом, как и выходной вал редуктора. Поэтому при приближенном расчете получим то же среднее значение диаметра d=55 мм. Принимаем: диаметр входного конца (по муфте) 55 мм; диаметр в месте посадки подшипников 60 мм.

  10.3. Подбор подшипников качения.

Приводной вал имеет большую длину и подвержен значительным прогибам под действием внешних нагрузок, поэтому подшипники должны допускать значительные перекосы. В связи с этим выбираем радиальные двухрядные сферические шарикоподшипники.

Необходимо определить динамическую грузоподъемность, чтобы подобрать из стандартных соответствующий подшипник.

Для определения нагрузок, действующих на опоры, вал на подшипниках заменяем балкой на опорах.

Рассмотрим расчетную схему приводного вала (рис. 6). Считаем, что усилие от каната (Sо) прикладывается в одном месте (рис. 6)

Выбираем радиальный двухрядный сферический подшипник средней серии, имеющий обозначение 1213 ГОСТ 5720-75

 

                         Рис. 6

Усилие S0=S/2=F/2=9500/2=4750 Н.

Усилие от муфты Fм=2750 Н.

Определим реакцию в опоре В.

Н

С – расстояние между муфтой и подшипником;

l – расстояние между подшипниками.

Динамическая грузоподъемность подшипника

, где

- расчетный ресурс,

- коэффициент, вводимый при необходимости повышения надежности - для надежности 0.9 [7],

- коэффициент, учитывающий качество материала подшипников, смазочный материал и условия эксплуатации - для обычных условий работы  [7],

Н - радиальная нагрузка,

- коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки [7].

Расчетный ресурс

 

10.4. Конструирование опорных узлов и крышек подшипников

Фиксация вала осуществляется двумя сферическими или роликовыми подшипниками. Выбираем из стандартных для сферических ГОСТ8338-75,для роликовых ГОСТ 8328-7 и крышки торцовые с манжетным уплотнением

ГОСТ 8752-70.

Одну из опор выполняем фиксирующей (после полумуфты), а вторую - плавающей. Плавающая опора компенсирует погрешности изготовления и температурные деформации.

Расстояние между опорами 946 мм

Выводы

В данной курсовой работе в соответствии с полученным заданием спроектирован двухступенчатый цилиндрический редуктор  как составная часть привода тяговой лебедки.

В результате проектировочных расчетов получены конкретные параметры деталей механизма таких как:  колесо, шестерня, тихоходный, промежуточный и быстроходный валы, крышки редуктора и т.д.

При проектировании привода мы старались учесть все технологические и конструкторские требования и в результате получили привод, который обладает рядом преимуществ, однако имеет также недостатки. Основным преимуществом привода с данной схемой редуктора является то, что у него разделенная быстроходная ступень для улучшения режима работы тихоходной ступени.

      Недостатками же данного привода являются большой продольный габаритный размер и относительно сложная конструкция редуктора

В качестве материала для большинства деталей мы принимали Сталь 40ХН. Благодаря её механическим свойствам удалось:

1. Уменьшить габаритные размеры привода.

2. Снизить массу установки.

3. Как следствие первых двух пунктов - снизить себестоимость продукции.

В связи с уменьшением массы и габаритных размеров возрастает транспортабельность привода.

Данный привод, как и любой механизм, подлежи своевременному техосмотру, который включает в себя: замена отработанного масла, устранение неполадок осмотр деталей, в случаи неисправности их замена, проверка соответствия нормам эксплуатации и др.

 


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

41226. Классификационные признаки микроконтроллеров 878 KB
  Модификация памяти и чтение из нее необходимых данных осуществляется только лишь с помощью специальных команд чтения записи; в система команд должна содержать минимальное число наиболее часто используемых простейших команд одинаковой длины: г состав системы команд должен быть оптимизирован с учетом требований компиляторов языков высокого уровня. Центральное процессорное устройство Процессор формирует адрес очередной команды выбирает команду из памяти и организует ее выполнение. Благодаря специальным командам их можно...
41227. ИНТЕРФЕЙСЫ ИЗМЕРИТЕЛЬНЫХ СИСТЕМ 925.5 KB
  Применяются параллельные интерфейсы Centronics магистральные приборный интерфейс GPIB IEEE 488 и функционально-модульные системы CMC и VXI. Магистральный интерфейс VXI Стандарт VXI является одним из прогрессивных направлений развития шины VMEbus VMEbus eXtention for Instrumenttion VXI расширение VMEbus для измерительной техники. Основываясь на шине VMEbus и полностью включая ее как подмножество интерфейс VXI представляет собой самостоятельный стандарт на контрольноизмерительную и управляющую аппаратуру высшего класса...
41228. Восьмиточечная графика 1.09 MB
  Графика, выводимая с помощью матричных ПУ, представляется в виде отдельных точек, формирующих изображение. Графическое изображение ПУ выводит построчно, обычно строки графики расположены вплотную друг к другу. Графическая строка состоит из вертикальных колонок. Высота колонки может быть 8, 9 или 24 точки.
41229. Системные и локальные шины 257.5 KB
  Системные и локальные шины [0. Стоимость такой организации получается достаточно низкой поскольку для реализации множества путей передачи информации используется единственный набор линий шины разделяемый множеством устройств. Одна из причин больших трудностей возникающих при разработке шин заключается в том что максимальная скорость шины главным образом лимитируется физическими факторами: длиной шины количеством подсоединяемых устройств. Эти физические ограничения не позволяют произвольно ускорять шины.
41231. Групова динаміка 66 KB
  Що вивчає групова динаміка Групова динаміка вивчає: безпосередньо групи процеси в групах Рівні дослідження: Індивідуальний – вивчаються індивідуалиособистості групи в психологічному аспекті Груповий – вивчаються групи в цілому і їх соціальний контекст соціологічний аспект Змішаний – вивчаються групи в різних аспектах як правило одночасно. Наукові припущення: групи та групові процеси – це реальність групи – це більш ніж склад її...
41232. Проектирование электрических машин 8.35 MB
  1 где E1ЭДС якорной рабочей обмотки; I1 ток той же обмотки; m число фаз.2 где U1 фазное напряжение рабочей обмотки.4 где U2 и I2 номинальные соответственно фазные напряжение и ток вторичной обмотки.5 где U и I –соответственно напряжение и ток якорной обмотки.
41233. Образование плазмы 72 KB
  Такую плазму называют горячей в отличие от плазмы низкотемпературной с температурой десятки или сотни градусов обычно создаваемой искусственно в газовых разрядах. Образование плазмы Для того чтобы обычный газ перевести в плазменное состояние необходимо ионизировать заметную часть молекул или атомов. Переход газа в состояние плазмы связан с различными процессами взаимодействия между частицами: между заряженными частицами действуют электростатические силы между заряженными и нейтральными частицами – силы квантовомеханической природы....
41234. Метод розробки динамічних систем DynmicSystemsDevelopmentMcthod DSDM 54 KB
  Мета методу здати готовий проект вчасно і вкластися в бюджет але в гой же час регулюючи зміни вимог до проекту під час його розробки. Залучення користувача це основа ведення ефективного проекту де розробники ділять з користувачами робочий простір і тому прийняті рішення будуть більш точними. Команда повинна бути уповноважена приймати важливі для проекту рішення без узгодження з начальством.