Задание

1.   

2.   

3.   

4.  Введение.

5.  Исходные данные.

6.  Подготовка данных ввода в ЭВМ.

7.  Статическое исследование редуктора

8.  Расчеты зубчатых колес редуктора.

5.1. определение исходных данных зубчатой передачи.

5.2. геометрические параметры зубчатой передачи.

5.3. определение расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления.

5.4. определение расчетного напряжения изгиба в опасном сечении зуба.

5.5. определение допускаемого контактного напряжения.

5.6. определение допускаемого напряжения изгиба.

9.  Определение размеров валов.

10.  Подбор и расчеты подшипников качения.

11.  Уточненные расчеты валов на прочность.

12.  Расчеты соединений.

13.  Определение размеров корпусных деталей.

14.  Подбор системы смазки или смазка.

15.  Список литературы.

16.  Приложение:

1.Спецификация.

2.Эскизы стандартных изделий с указанием размеров.

1.  Введение.

Данный привод был скоструирован для передачи крутящего момента на барабан, который обеспечивает поднятие груза.

Привод грузоподъемной машины (лебедки) 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.

Редуктор состоит из быстроходной косозубой передачи и тихоходной шевронной передачи. Смазка зубчатых колес и подшипников осуществляется разбрызгиванием.

Для корпуса редуктора была применена современная конструкция. Все выступающие элементы устранены с наружных поверхностей и введены внутрь. Лапы под фундаментные болты не выступают за габариты корпуса. Проушины для подъема и транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом.

Для удобства сборки корпус выполняют разъемным. Плоскость разъема проходит через оси валов.

2. Исходные данные.

Fк - усилие в канате, Fк=9,0 кН

V-скорость наматывания каната на барабан, V=0,4 м/с

Режим работы – 4

Lн – ресурс работы редуктора в часах, Lн=8*103 часов

3.  Подготовка данных для ввода в ЭВМ.

Подбор каната:

определяем диаметр каната

dк=0,1*=0,1*=9,5 мм

определяем диаметр барабана

Dб=18*dк=171 мм

округляем до стандартного значения

Dб=175 мм

Определение необходимого крутящего момента на барабане

Тб===787,5 Н*м

Определение частоты вращения барабана

N===43,68 об/мин

Подбор электродвигателя:

необходимая расчетная мощность электродвигателя

P=,

где - суммарный КПД привода

=0,95*0,972*0,993=0,867

P==4.15 кВТ

По значению найденной расчетной мощности выбираем электродвигаL4/1430

Определение момента на колесе тихоходной передачи редуктора

Т2тих===845,86 Н*м

Определение эквивалентного срока службы

Lhе=Lh*Khe, Khe=0,18

Lhe=8*103*0.18=1440 часов

Выбор наиболее оптимального варианта компоновки редуктора.

1. Условная масса зубчатых колес

m=*(d*bwt+K*bwб*d+bwt*d+K*bwб*d)

1.1 m=27,7572*6,6+2*2,375*15,3372+6,6*5,2432+2*2,375*3,6632=6447,4 см

1.2 m=26,4622*6,4+2*2,5*16,5522+6,4*5,5382+2*2,5*3,4482=6107 см

1.3 m=25,1102*6,2+2*2,625*17,7692+6,2*5,892+2*2,625*3,2312=5621,6 см

1.4 m=24,492*6,2+2*2,875*19,782+6,2*6,512+2*2,875*3,222=6290,6 см

1.5 m=23,8702*6,2+2*3*20,82+6,2*7,1302+2*3*3,22=6505,04 см

2. Объем корпуса редуктора

V=L*A*Б

2.1 V=27,757*41,71*13,35=15455,89 см3

2.2 V=13,4*26,462*40,46=14521,9 см3

2.3 V=13,583,5 см3

2.4 V=13959,2 см3

2.5 V=13,910,7 см3

В данном случае наиболее подходящим вариантом является четвертый.

4.  Статическое исследование редуктора.

==7126 Н

=7126*0,26=1853 Н

===1679 Н

=1185 Н

Н

=1185*0,568=673 Н

Определение крутящих моментов и частот вращения зубчатых колес.

1. Крутящий момент на конце быстроходного вала :

Т=9550*Рэд/nэд=9550*4,15/970 =39,74 Н*м

2. Крутящий момент на шестерне быстроходного вала:

Т1=Т*=39,74*0,99=39,34 Н*м

3. Крутящий момент на колесе промежуточного вала:

Т2=Т1*=39,34*0,97*3,76=234,3 Н*м

4. Крутящий момент на шестерне промежуточного вала:

Т3=Т2*=231,96 Н*м

5. Крутящий момент на колесе тихоходного вала:

Т4=Т3**U2=231,96*0,97*6,14=846 Н*м

6. Крутящий момент на конце тихоходного вала:

Т5=Т4*=846*0,99=837,54 Н*м

Определение частот вращения валов.

1. Быстроходного вала

n1=nэд=970 об/мин

2. Промежуточного вала

n2=n1/U1=970/3,76=157,9 об/мин

3. Тихоходного вала

n3=n2/U2=157,9/6,14=41,99 об/мин

5.  Расчеты зубчатых колес редуктора.

Все формулы и коэффициенты взяты из источника [4].

5.1. Определение исходных расчетных данных зубчатой передачи.

Тихоходная ступень:

Шестерня –материал сталь 40Х

Твердость поверхности зубьев 230…260НВ

Термообработка-улучшение

Колесо – материал сталь 40Х

Твердость поверхности зубьев 269…290НВ

Термообработка-улучшение

Быстоходная ступень:

Шестерня –материал сталь 45

Твердость поверхности зубьев 192…240НВ

Термообработка-улучшение

Колесо – материал сталь 45

Твердость поверхности зубьев 241…285НВ

Термообработка-улучшение

5.2. Геометрические параметры зубчатой передачи.

Тихоходная :

Число зубьев

Шестерни z1=21

Колеса z2=79

Передаточное число

U= z2 / z1=79/21=3,76

Межосевое расстояние

aw=155 мм

Высота зуба

h=2,25*m=2,25*3=6,75

Нормальный модуль

mn=h/2,25=6,75/2,25=3

Угол наклона линии зуба на делительном цилиндре

соs= [mn*(z1+z2)]/(2* aw)=[3*(21+79)]/(2*155)=0,968

=14,593

Модуль торцовый

mt= mn/ соs=3/0,968=3,1

Делительный диаметр

Шестерни d1= mt* z1=3,1*21=65,10 мм

Колеса d2= mt* z2=3,1*79=244,90 мм

Диаметр окружности вершин

Шестерни =d1+2*(1+х)*mn=65,10+2*3=71,1 мм

Колеса = d2+2*(1+х)*mn=244,90+2*3=250,9 мм

Диаметр окружности впадин

Шестерни =d1-2*(h+c*-х)*mn =65,10-2*(1+0,25)*3=57,6 мм

Колеса =d2-2*(h+c*-х)*mn=244,90-2*(1+0,25)*3=237,4 мм

Ширина венца колеса

b=62мм

Быстроходная:

Число зубьев

Шестерни z1=14

Колеса z2=86

Передаточное число

U= z2 / z1=86/14=6,14

Межосевое расстояние

aw=115мм

Высота зуба

h=2,25*m=2,25*2=4,5

Нормальный модуль

mn=h/2,25=6,75/4,5=2

Угол наклона линии зуба на делительном цилиндре

соs= [mn*(z1+z2)]/(2* aw)=[2*(14+86)]/(2*115)=0,869

=29,592

Модуль торцовый

mt= mn/ соs=2/0,869=2,3

Делительный диаметр

Шестерни d1= mt* z1=2,3*14=32,20 мм

Колеса d2= mt* z2=2,3*86=197,80 мм

Диаметр окружности вершин

Шестерни =d1+2*(1+х)*mn=32,20+2*2=36,20 мм

Колеса = d2+2*(1+х)*mn=197,80+2*2=201,8 мм

Диаметр окружности впадин

Шестерни =d1-2*(h+c*-х)*mn =32,20-2*(1+0,25)*2=27,2 мм

Колеса =d2-2*(h+c*-х)*mn=197,80-2*(1+0,25)*2=192,8 мм

Ширина венца колеса

b=57,5мм

5.3. Определение расчетного контактного напряжения в полюсе зацепления.

Тихоходная ступень:

1 для стальных зубчатых колес zе – коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес

zе=190

2. t=arctg(tg20°/cos)=arctg(0,3638/)=20,61

3 invtw=invt+2*(x1+x2)*tg20°/(z1+z2)=inv20,61=0,017

4 в=arcsin(sin*cos20°)=arcsin(sin14,593*cos20°)=15,55

5 zH - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления

zH===2,42

6 =bw*sin/*mn=62*sin14,593/3,14*3=1,7

7.=[1,88-3,2*(1/z1+1/z2)]*cos=[1,88- 3,2*(1/21+1/79)]*сos14,593=1,63

8.  z- коэффициент, учитывающий суммарную длину контакных линий

z===0,78

9. FtH-окружная сила

FtH===7126,3 Н

10.  Bw –рабочая ширина венца зубчатой передачи

Bw=62 мм

11. d1 –делительный диаметр

d1=65,10 мм

12. Передаточное число

U = 3,76

13.  КА-коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку

КА=1

14.  КHV-коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку

КHV=1,10

15.  =bw/dw=62/65,10=0,95

16.  КH- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

КH=1,025

17.  КH-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

КH=1,005

18.  -расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления

=zE*zH*z*

19. KH=KА*KHV*K H* КH=1*1,10*1,025*1,005=1,13

20. =190*2,42*0,78*=570 МПа

   

Быстроходная ступень:

1 zе=190

2 t=arctg(tg20°/cos)=arctg(0,3638/)=22,71

3 invtw=invt+2*(x1+x2)*tg20°/(z1+z2)=0,023

4 в=arcsin(sin*cos20°)=arcsin(sin29,592*cos20°)=31,7

5 zH===2,19

6 =bw*sin/*mn=28,75*sin29,592/3,14*2=2,26

7 =[1,88-3,2*(1/z1+1/z2)]*cos=[1,88-3,2*(1/14+1/86)]*сos29,592=1,41

8 z===0,67

9 FtH===2345Н

10 Bw=28,75 мм

11 d1=32,20мм

12 U = 6,14

13 КА=1

14 КHV=1,20

15 =bw/dw=28,75/32,20=0,89

16 КH=1,015

17 КH=1,01

18 =zE*zH*z*

K H* КH=1*1,20*1,015*1,01=1,23

20 =190*2,19*0,67*=533 МПа

5.4. Определение расчетного напряжения изгиба в опасном сечении зуба.

Тихоходная ступень:

1.  FtF – окружная сила

FtF =FtH =7126,3 Н

2. КА=1

3. КFV=1,03

4. КF=1,4

5. КF=[4+(]/4*=[4+(1,63-1)*(8-5)]/4*1,63=0,90

6. zv=z/cos=21/cos314,593=23,2

7.YFS –коэффициент, учитывающий влияние формы зуба и концентрацию напряжений

YFS=3,47+13,2/zv-29,7*х/zv+0,092*х2=3,47+13,2/23,2=4,04

8. Y- коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев

Y=1/=1/1,63=0,61

9. Y- коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев

Y=1-/120=1-1,7*14,593/120=0,79

10. bw=62 мм

11. mn-нормальный модуль

mn=3 мм

12. KF=KА*KFV*KF*K=1*1,03*1,4*0,90=1,3

13. Расчетное местное напряжение изгиба

=7126,3*1,3*4,04*0,79*0,61)/(62*3)=97 Мпа

Быстроходная ступень:

1. FtF =FtH =2345 Н

2. КА=1

3. КFV=1,06

4. КF=1,35

5. КF=[4+(]/4*=[4+(1,41-1)*(8-5)]/4*1,41=0,93

6. zv=z/cos=14/cos329,592=21,2

7. YFS –коэффициент, учитывающий влияние формы зуба и концентрацию напряжений

YFS=3,47+13,2/zv-29,7*х/zv+0,092*х2=3,47+13,2/21,2=4,09

8. Y –коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев

Y=1/=1/1,41=0,71

9. Y –коэффициент, учитывающий влияние наклона зубьев

Y=1-/120=1-2,26*29,592/120=0,44

10.  bw=28,75 мм

11.  mn=2 мм

12.  KF –коэффициент нагрузки

KF=KА*KFV*KF*K=1*1,06*1,35*0,93=1,33

13.  -расчетное местное напряжение изгиба

=2345*

1,33*4,09*0,44*0,71)/(28,75*2)=69 Мпа

5.5.Определение допускаемого контактного напряжения.

  Шестерня

-предел контактной выносливости

=17*HRC+200=17*45+200=965 Мпа

SHmin –минимальный коэффициент запаса прочности

SHmin=1,1

NHlim –базовое число циклов, NHlim=70*106

KHE=0,125

NHE – эквивалентное число циклов

NHE=60*nw*n*Lh*KHE=60*1*157,9*8*106*0,125=9,5*106

КHL - коэффициент долговечности

КHL===1.39

[H]1 – допускаемое контактное напряжение для передачи

[H]1=(/SHmin)* КHL1=(965/1,1)*1,39=1219 МПа

  Колесо:

=2*HВ+70=2*220+70=510 Мпа

SHmin=1,1

NHlim=12*106

KHE=0,125

NHE=60*nw*n*Lh*KHE=60*1*41,99*8*106*0,125=2,5*106

КHL===1,29

[H]2=(/SHmin)* КHL2=(510/1,2)*1,29=548 МПа

Допускаемое контактное напряжение для косозубых и шевронных передач

[H]=0,45*( [H]1+[H]2)=0,45*(1219+548)=795 МПа

1,23*[H]min=674 Мпа

5.6. Определение допускаемого напряжения изгиба.

Шестерня

-предел выносливости зубьев при изгибе

=650 Мпа

SF –минимальный коэффициент запаса прочности

SF=1,75

NFlim1 –базовое число циклов

NFlim1=4*106

NFE –эквивалентное число циклов

NFE=9,5*106

КFL1 –коэффициент долговечности

КFL1===0,87

YR - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности

YR=1

Yx - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса

Yx=1,05-0,000125*d=1,05-0,000125*65,10=0,97

Y- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений

Y=1,082-0,172*lg m=1,082-0,172*lg3=0,99

[F]1 – допускаемое напряжение изгиба для переходной поверхности зуба

[F]1=(* КFL1* YR * Yx * Y)/SF1=(650*0,87*1*0,97*0,99)/1,75=310 МПа

  Колесо:

- предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба =1,8*HВ=2*220=396 Мпа

SFmin – коэффициент безопасности, SFmin=1,75

NHlim2=4*106

NFE2=2,5*106

КFL2===1,08

YR=1

Yx=1,05-0,000125*d=1,05-0,000125*244,90=0,74

Y=1,082-0,172*lg m=1,082-0,172*lg2=1,03

[F]2=(* КFL2* YR * Yx * Y)/SF2=(396*1,08*1*0,74*1,03/1,75)=186 МПа

6. Определение размеров валов.

Входной и выходной валы редуктора имеют консольные участки.

Консольные участки выполнены коническими. Конические концы валов по ГОСТ [1 стр.117] изготовлены с наружной резьбой.

Коническая форма консольного участка вала обеспечивает точное и надежное соединение, возможность легкого монтажа устанавливаемых деталей.

Размеры выходного вала определяются по справочнику [1].

Бысроходный вал

d=27мм

l1=42мм

l2=26мм

l2/2=13мм

dср=25мм

d1=M20x1.5

диаметр под подшипник dп=dср+2*t2+0,5=25+2*2,5+0,5=33

принимаем dп=35мм

тихоходный вал

d=54мм

l1=82мм

l2=55мм

l2/2=27.5мм

dср=48мм

d1=M36x1.5

диаметр под подшипник dп=dср+2*t2+0,5=48+2*2,5+0,5=55

принимаем dп=60мм

7. Подбор подшипников качения.

Быстроходный вал =(6…8)*=8*=27.3 мм

Принимаем =35мм

Выбираем подшипник 2207 –роликоподшипник радиальный с короткими цилиндрическими роликами.

Промежуточный вал =(6…8)*=6*=34,8 мм

Округляем =35мм

Выбираем подшипник ипник радиальный однорядный.

С=20100Н

С0=13900Н

Fa/C0=1853/13900=0,13

e=0,3

Fa/(V*Fr)=1853/(1*4942)=0,37

Находим Х=0,56 и

Y=1,44

Эквивалентная нагрузка:

P=(X*V* Fr+Y* Fa)*Kσ*Kτ=(0,56*1*4942+1,44*4853)*1,3*1=7067Н

Требуемый ресурс:

Lh=a1*a2*(C/P)α*(106/(60*n))=1*(20100*7067)3*(106/(60*157,9))=2429Н

Lhe=Lh*Khe=8*0,18*103=1440часов

Lhe< Lh; 1440<2429

Так как расчетная долговечность больше требуемой, то подшипник пригоден.

Тихоходный вал =(6…8)*=6*=60 мм

Выбираем подшипник ипник радиальный однорядный

8. уточненные расчеты валов на прочность.

Рассчитаем на прочность промежуточный вал. Смотри рисунок

Определим нагрузку в опорах.

Вертикальная плоскость.

=

=

Горизонтальная плоскость.

Находим изгибающий момент в вертикальной плоскости

0<X<B

Mz(x)=-R3y*x

Мz(0)=0

Mz(в)=-R3y*в=-4748*48,25=229*103Н

B<X<(B+С)

Mz(x)=-R3y*x-F’ t2б*(x-в)

Мz(в)=-R3y*в=-4748*48,25=229*103Н

Мz(в+с)=-R3y*(в+с)-F’ t2б*(в+с-в)=4748*(69,75+48,2*69,75=478*103Н

(B+С)<X<(B+2*С)

Mz(х)=-R3y*x-F’ t2б*(x-в)- F t1т*(х-(в+с))

Мz(в+с)=-R3y*(в+с)-F’ t2б*(в+с-в)=4748*(69,75+48,2*69,75=478*103Н

Mz(в+2*с)=-R3y*(в+2*с)-F’ t2б*(в+2*с-в)- F t1т*(в+2*с-(в+с))=4748*(48,25+2*69,75)-1185*2*69,75-7126*69,75=229*103Н

(B+2*С)<X<(2*B+2*С)

Mz(х)=-R3y*x-F’ t2б*(x-в)- F t1т*(х-(в+с))-F’ t2б*(x-(в+2*с))

Mz(в+2*с)=-R3y*(в+2*с)-F’t2б*(в+2*с-в)-Ft1т*(в+2*с-(в+с))=4748*(48,25+2*69,75)-1185*2*69,75-7126*69,75=229*103Н

Mz(2*в+2*с)=-R3y*(2*в+2*с)-F’t2б*(2*в+2*с-в)-Ft1т*(2*в+2*с-(в+с))=4748*(2*48,25+2*69,75)-1185*(48,25+2*69,75)-7126*(48,25+69,75)-1185*48,25=0

Находим изгибающий момент в горизонтальной плоскости

0<X<B

Mу(x)=-R3y*x

Му(0)=0

Mу(в)=R3z*в=1372*48,25=66*103Н

B<X<(B+С)

Mу(x)=R3z*x+F’ r2б*(x-в)

Му(в)=R3z*в=1372*48,25=66*103Н

Му(в+с)=R3z*(в+с)+F’ r2б*(в+с-в)=1372*(69,75+48,25)+ 496*69,75=196*103Н

(B+С)<X<(B+2*С)

Mу(х)=R3z*x+F’ r2б*(x-в)- F’r1т*(х-(в+с))

Му(в+с)=R3z*(в+с)+F’ r2б*(в+с-в)=1372*(69,75+48,25)+ 496*69,75=196*103Н

Mу(в+2*с)=R3z*(в+2*с)+F’ r2б*(в+2*с-в)- F r1т*(в+2*с-(в+с)) =1372*(48,25+2*69,75)+496*2*69,75-2679*69,75=66*103Н

(B+2*С)<X<(2*B+2*С)

Mу(х)=R3z*x+F’ r2б*(x-в)-Fr1т*(х-(в+с))+F’ r2б*(x-(в+2*с))

Mу(в+2*с)=R3z*(в+2*с)+F’r2б*(в+2*с-в)-Fr1т*(в+2*с-(в+с))=1372 *(48,25+2*69,75)+496*2*69,75-2679*69,75=66*103Н

Mу(2*в+2*с)=R3z*(2*в+2*с)+F’r2б*(2*в+2*с-в)-Fr1т*(2*в+2*с-(в+с))+ F’r2б*(2*в+2*с-(в+2*с))=1372*(2*48,25+2*69,75)+496*(48,25+2*69,75)-2679*(48,25+69,75)+496*48,25=0

Суммарный изгибающий момент

МΣ=

0<X<в

МΣ(в)==238*103Н

в<X<(в+с)

МΣ(в)==238*103Н

МΣ(в+с)==516*103Н

(в+с)<X<(в+2*с)

МΣ(в+с)==516*103Н

МΣ(в+2*с)==238*103Н

(в+2*с)<X<(2*в+2*с)

МΣ(в+2*с)==238*103Н

МΣ(2*в+2*с)=0

Максимальный изгибающий момент МΣ=516*103Н

Крутящий момент Т=231,96Н*мм

Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу (σа= σmаx, σм=0), а касательные напряжения - по пульсирующему циклу (tа= tм =0,5*t). Материал вала – сталь 45(σт=500 МПа, σв=750 МПа, σ-1=330 МПа, t-1=180 МПа).

Рассмотрим второе и четвертое сечение

tа=tм=0,5*t=(0,5*Т)/(0,2*d3)=(0.5*231,96*103)/(0,2*403)=9,1Мпа

σа=М/(0,1*d3)=(496*103)/(0,1*403)=77,5 МПа

Запас прочности рассчитывается по формуле:

S=

Ss ==3,32

где Кs=1,7 –для шпоночного паза [2]

ys=0,15- для углеродистой стали [2]

es=0,63-для углеродистой стали [2]

b=1 [2]

St =

где Кt=1,4 –для шпоночного паза [2]

yt=0,1- для углеродистой стали [2]

et=0,63-для углеродистой стали [2]

b=1 [2]

Запас прочности

S===1,1

Рассмотрим третье сечение

tа=tм=0,5*t=(0,5*Т)/(0,2*d3)=(0.5*231,96*103)/(0,2*563)=3,3Мпа

σа=М/(0,1*d3)=(496*103)/(0,1*563)=28,2 МПа

Запас прочности рассчитывается по формуле:

S=

Ss ==5.4

St =

Запас прочности:

S===2,71

Так как S>[S]=1.5, то условие прочности соблюдается.

Проверка статической прочности при перегрузках.

sэкв.=<[s]

Больше всего напряжено третье сечение.

sи===28,2 Мпа

t==6,6 Мпа

[s]=0,8* sТ=0,8*650=520 Мпа

следовательно

sэкв.==30,4 Мпа

sэкв<[s]

Расчёт на жесткость

По условиям работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под шестерней. Средний диаметр принимаем равным d=45мм.

Здесь

Прогиб в вертикальной плоскости от сил и

=

Прогиб в горизонтальной плоскости от сил и

=1,7*103+1,8*103+1,8*103=0,0053 мм

Суммарный прогиб

Допускаемый прогиб

9. Расчеты соединений.

Для соединения крышки с корпусом используются винты с цилиндрической головкой и внутренним шестигранником.

Размеры элементов корпуса и крышки принимают:

К1=2,2*d=2,2*12=26мм

С1=0,5*К1=0,5*26=13мм

В2=1,5*d=1,5*12=18мм

В3=2*d=2*12=24мм

Размеры штифтов:

dшт=(0,7…0,8)*d=0.8*12=8мм

lшт=2*dшт=2*8=16мм

10. Определение размеров корпусных деталей.

Обоснование и конструкция крышек подшипников.

Размеры крышки определяются прежде всего размером внешнего кольца подшипника. В данном курсовом проекте использовались закладные крышки. Эти крышки не требуют специального крепления к корпусу резьбовыми деталями. Они удерживаются кольцевым выступом, для которого в корпусе протачивают канавку. Чтобы обеспечить сопряжение торцов выступа крышки и канавки корпуса по плоскости, на наружной цилиндрической поверхности крышки перед торцом выступа делают канавку.

Манжетные уплотнения.

Широко применяются при смазывании подшипников жидким масом и приокружной скорости вала до 20 м/с. манжета состоит из корпуса, изготовленного из маслобензостойкой резины, каркаса, представляющего собой стальное кольцо Г-образного сечения, и браслетной пружины. Каркас придает манжете жесткость и обеспечиваетее плотную посадку в корпусную деталь без дополнительного крепления. Браслетная пружина стягивает уплотняющую часть манжеты, вследствие чего образуется рабочая кромка шириной b=0,4…0,6 мм, плотно охватывающая поверхность вала.

Манжеты, предназначенные для работы в засоренной среде, выполняют с доплонительной рабочей кромкой, называемой “Пыльником”.

Манжету обычно устанавливают открытой стороной внутрь корпуса.

К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла 95%-ный ресурс для манжет – не менее 3000 ч.

Конструирование прочих элементов редуктора.

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

Исполнение наклонного щупа вызывает некоторые технологические трудности при формовке корпуса и сверлении наклонного отверстия. Поэтому вертикальное исполнение предпочтительнее.

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. Отдушину используют также в качестве пробки, закрывающей отверстие для залива масла.

Крышку фиксируют относительно корпуса штифтами. Штифты предотвращают взаимное смещение деталей при растачивании отверстий под подшипники, обеспечивают точное расположение деталей при повторных сборках.

Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины, отливая их заодно с крышкой. В данном курсовом проекте проушина выполнена в виде ребра с отверстием.

R~d=22мм

d~3*δ1=3*7~22мм

Люк в верхней части крышки используют не только для заливки масла, но и для осмотра зацепления подшипников. 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 верхней плоской пластины, на которой выдавлены гофры, через которые внутренняя полость редуктора соединяется с атмосферой. В нижней штампованной части имеются 2 отверстия диаметром 4 мм. Эта часть крышки по периметру окантована привулканизированной резиной. Фильтр, состоящий из тонкой медной проволоки, заполняет пространство между верхней и нижней частями крышки. Крышка крепится винтом.

Зазор между колесами и стенками редуктора

а=, где

L-наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм

L=awб+аwT+daT/2+(dпбв+10)/2=155+115+244,90/2+(32,20+10)/2=413,55мм

а==10,4

Принимаем а=10 мм

Толщина стенки корпуса редуктора

d=1,8*=1,8*=9мм

Толщина днища

d1=0,8*d=0,8*9=7 мм

При креплении корпуса к плите винтами

h0=2.5*(dф+d)

Диаметр отверстия

d0=dф+2 мм

Диаметр dф и число болтов n принимают по таблице 9.3 [1]

dф=М16

n=4

h0=2.5*(dф+d)=2,5*(16+9)=62,5 мм

d0=dф+2=14+2=16 мм

11. Подбор системы смазки.

В данном редукторе используется картерная система смазывания, т. е. корпус является резервуаром для масла. Масло заливают через верхний люк. Для слива масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой.

При работе передач продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Браковочными признаками служат повышенное содержание воды и наличие механических примесей. Поэтому масло, залитое в корпус редуктора или коробки передач, периодически меняют.

Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.

Отвестие для выпуска масла закрывают пробкой с конической резьбой.

Коническая резьба создает герметичное соединение и пробки с этой резьбой дополнительного уплотнения не требуют.