Проектирование приводного устройства с переменным режимом на основе червячного редуктора

ПЗ.docx

Задание на проектирование
Спроектировать приводное устройство с переменным режимом
Мощность на выходном валу кВт
Угловая скорость выходного вала
Кинематический расчет5
2.Определение основных силовых и скоростных параметров7
Расчет закрытой червячной передачи9
1.Выбор материала червяка и червячного колеса9
2.Определение допускаемых напряжений контакта и изгиба10
3.Определение основных геометрических параметров передачи12
4.Определение сил действующих в зацеплении15
5.Проверочный расчет передачи на прочность16
6.Проверочный расчет на прочность зубьев при пиковой нагрузке18
Расчет открытой цепной передачи20
Предварительный расчет валов26
Расчет конструктивных параметров шестерни и колеса27
Расчет конструктивных параметров корпуса28
Силовой расчет валов29
1.Быстроходный вал редуктора30
2.Тихоходный вал редуктора34
Расчет валов на прочность40
1.Расчет на статическую прочность в опасном сечении40
2.Расчет валов на сопротивление усталости43
Проверочный расчет подшипников51
1.Подбор подшипников51
2.Проверочный расчет подшипников быстроходного вала52
3.Проверочный расчет подшипников тихоходного вала54
Выбор и расчет шпоночного соединения55
Допуски и посадки деталей редуктора57
Тепловой расчет червячного редуктора58
Смазывание редуктора59
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.
Создание машин отвечающих потребностям народного хозяйства должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико – технические и эксплуатационные показатели.
Основные требования предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность надежность технологичность ремонтопригодность минимальные габариты и масса удобство эксплуатации техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования.
Кинематический расчет
Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя его мощности частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели в загрязненных условиях открытых помещениях.
Общий КПД привода [4 ф. 2.1]
КПД муфты принимаем [4 табл. 1.1]
червячной передачи принимаем [4 табл. 1.1]
КПД цепной передачи принимаем [4 табл. 1.1]
КПД подшипникового узла принимаем [4 табл. 1.1]
Требуемая мощность рабочей машины [5 с. 42]
Передаточное число привода [2 с. 8]
– передаточное число червячной передачи принимаем
– передаточное число цепной передачи принимаем [4 табл. 1.2]
Частота вращения выходного вала редуктора
Частота вращения входного вала редуктора
Принимаем электродвигатель 4А112М8 с
Рисунок 1 – Электродвигатель типа 4А
Уточненное передаточное число привода [2 с. 8]
Уточненное передаточное число редуктора [2 с. 8]
2.Определение основных силовых и скоростных параметров
Мощности на валах [5 табл. 2.4]
Частоты вращения на валах [5 табл. 2.4]
Угловые скорости на валах [5 табл. 2.4]
Крутящие моменты на валах [5 табл. 2.4]
Таблица 1 – Силовые и скоростные параметры на валах
Расчет закрытой червячной передачи
1.Выбор материала червяка и червячного колеса
Одним из важнейших условий совершенствования редукторостроения является повышение контактной прочности рабочих поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры передачи а это повышает ее технический уровень. Допускаемое напряжение из условий контактной прочности которая ограничивает несущую способность зубчатых колес пропорциональна твердости активных поверхностей зубьев. В термически же необработанном состоянии механические свойства всех сталей близки. Поэтому применение сталей без термообработки обеспечивающей упрочнение зубчатых колес и червяков недопустимо. [1]
Для червяка применяют те же марки сталей что и для зубчатых колес. Для проектируемого редуктора принимаем эвольвентный червяк из стали 40ХН термообработка – улучшение и закалка ТВЧ твердость – 50 HRC. [2 с. 31]
Для определения материала червячного колеса определяют скорость скольжения
Для червячного колеса принимаем латунь ЛАЖМц66 – 6 – 3 – 2 способ отливки – в песок(единичное производство)
предел прочности [2 табл. 2.14]
предел текучести [2 табл. 2.14]
2.Определение допускаемых напряжений контакта и изгиба
Допускаемое контактное напряжение [2 с. 32]
– допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений равном 107 для червяков с твердостью на поверхности витков [2 с. 32]
Допускаемое напряжение изгиба [2 с. 32]
– коэф – т долговечности [2 с. 32]
- исходное допускаемое напряжение изгиба [2 с. 33]
– эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи [2 с. 15]
– коэф – т эквивалентности [2 с. 15]
- суммарное число циклов перемены напряжений [2 с. 15]
Рисунок 2 – Циклограмма нагружений проектируемого редуктора
- время работы передачи [2 с. 13]
– число лет работы механизма по заданию принимаем
- коэффициент годовой загрузки оборудования
– коэффициент суточной загрузки оборудования
Для односменной работы принимаем
Для червяка из латуни
3.Определение основных геометрических параметров передачи
Рисунок 3 – Схема червячной передачи
Межосевое расстояние [2 с. 33]
– поправочный коэф – т для эвольвентного червяка [2 с. 33]
– коэф – т концентрации нагрузки [2 с. 33]
При переменном режиме нагружения
– начальный коэф – т концентрации нагрузки при числе витков червяка и принимаем [2 р. 2.12]
В соответствии с ГОСТ 6636 – 69 принимаем
Число зубьев колеса [2 с. 33]
Предварительное значение модуля передачи [2 с. 33]
Предварительное значение коэф – та диаметра червяка [2 с. 33]
Минимально допустимое значение коэф – та диаметра червяка из условия жесткости [2 с. 33]
Коэф – т смещения [2 с. 33]
параметры передачи выбраны верно
Угол подъема линии витка червяка на делительном цилиндре [2 с. 34]
Угол подъема линии витка червяка на начальном цилиндре [2 с. 34]
Фактическое передаточное число передачи [2 с. 34]
Отклонение передаточного числа от заданного [2 с. 34]
Делительный диаметр червяка [2 с. 34]
Делительный диаметр червячного колеса [2 с. 34]
Диаметр вершин витков [2 с. 34]
Диаметр вершин зубьев [2 с. 34]
Наибольший диаметр колеса [2 с. 34]
k – поправочный коэф – т для эвольвентных червяков [2 с. 34]
Диаметр впадин витков [2 с. 34]
Диаметр впадин зубьев [2 с. 34]
Длина нарезанной части червяка [2 с. 34]
Ширина венца колеса [2 с. 34]
- коэф – т ширины при [2 с. 34]
4.Определение сил действующих в зацеплении
Рисунок 4 – Схема сил в зацеплении червячной передачи
Окружная сила на колесе [2 с. 36]
Окружная сила на червяке [2 с. 36]
– КПД червячной передачи [2 с. 35]
– приведенный угол трения для [2 с. 35]
Радиальная сила [2 с. 36]
– угол зацепления для эвольвентных передач [2 с. 36]
5.Проверочный расчет передачи на прочность
Действительная скорость скольжения в зацеплении [2 с. 34]
– окружная скорость на начальном диаметре червяка [2 с. 34]
Расчетное контактное напряжение [2 с. 35]
– поправочный коэф – т для эвольвентных червяков [2 с. 35]
– коэф – т нагрузки [2 с. 35]
– уточненный коэф – т концентрации нагрузки [2 с. 35]
– коэф – т точности изготовления зубчатых колес зависящий от окружной скорости червячного колеса [2 с. 35]
Окружная скорость червячного колеса [2 с. 35]
При принимаем [2 с. 35]
– коэф – т деформации червяка при принимаем [2 табл. 2.16]
- коэф – т влияния режима работы на приработку зубьев [2 с. 35]
Передача недогружена на 951% что допустимо
Расчетное напряжение изгиба [2 с. 36]
– коэф – т формы зуба колеса зависящий от эквивалентного числа зубьев колеса [2 с. 36]
Эквивалентное число зубьев колеса [2 с. 36]
Для принимаем [2 с. 36]
6.Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса при действии пиковой нагрузки
Контактная прочность при кратковременном действии пикового момента
– коэф – т перегрузки [2 с. 36]
– допустимая контактная прочность при кратковременном действии пикового момента [2 с. 36]
Для червячного колеса из латуни [2 с. 36]
Изгибная прочность при кратковременном действии пикового момента [2 с. 36]
– допустимая изгибная прочность при кратковременном действии пикового момента [2 с. 36]
Расчет открытой цепной передачи
Рисунок 5 – Схема цепной передачи
– коэф – т эксплуатации [5 с. 92]
– число рядов цепи для однорядной цепи [5 с. 94]
– число зубьев ведущей звездочки [5 с. 94]
– допускаемое давление в шарнирах цепи при скорости тягового органа принимаем [5 табл. 5.8]
– коэф – т динамичности нагрузки для равномерной нагрузки принимаем [5 табл. 5.7]
– коэф – т зависящий от способа смазки для периодической смазки принимаем [5 табл. 5.7]
– коэф – т зависящий от положения передачи при принимаем [5 табл. 5.7]
– коэф – т зависящий от регулировки межосевого расстояния для нерегулируемых передач принимаем [5 табл. 5.7]
– коэф – т режима работы для работы в одну смену принимаем [5 табл. 5.7]
В соответствии с ГОСТ принимаем
Число зубьев ведомой звездочки [5 с. 94]
Фактическое передаточное число [5 с. 94]
Оптимальное межосевое расстояние [5 с. 94]
Число звеньев цепи [5 с. 95]
– межосевое расстояние в шагах [5 с. 95]
Уточненное межосевое расстояние в шагах [5 с. 95]
Фактическое межосевое расстояние [5 с. 95]
С целью обеспечивания провисания цепи принимаем а=1550 мм
Длина цепи [5 с. 95]
Диаметр делительной окружности ведущей звездочки [5 с. 95]
Диаметр делительной окружности ведомой звездочки [5 с. 95]
Диаметр окружности выступов ведущей звездочки [5 с. 95]
К – коэф – т высоты зуба принимаем [5 с. 95]
– коэф – т числа зубьев ведущей звездочки [5 с. 95]
– геометрическая характеристика зацепления [5 с. 95]
– диаметр ролика шарнира цепи для проектируемого редуктора принимаем роликовую однорядную цепь нормальной серии ПР-381-12700 с [5 табл. К32]
Диаметр окружности выступов ведомой звездочки [5 с. 95]
– коэф – т числа зубьев ведомой звездочки [5 с. 95]
Диаметр окружности впадин ведущей звездочки [5 с. 95]
Диаметр окружности впадин ведомойй звездочки [5 с. 95]
Допускаемая частота вращения ведущей звездочки [5 с. 96]
Число ударов цепи о зубья звездочек [5 с. 96]
– допускаемое число ударов цепи [5 с. 96]
Фактическая скорость цепи [5 с. 96]
Окружная сила передаваемая цепью [5 с. 96]
Давление в шарнирах цепи [5 с. 96]
A – площадь проекции опорной поверхности шарнира [5 с. 96]
– ширина внутреннего звена цепи для выбранной цепи [5 табл. К32]
Прочность цепи [5 с. 97]
– разрушающая нагрузка цепи для выбранной цепи [5 табл. К32]
– предварительное натяжение цепи от провисания [5 с. 97]
– натяжение цепи от центробежных сил [5 с. 97]
– допускаемый коэф – т запаса прочности при p=381 мм и [5 табл. 5.9]
– коэф – т провисания для горизонтальных передач [5 с. 97]
– масса одного метра цепи для выбранной цепи [5 табл. К32]
Сила давления цепи на вал [5 с. 97]
– коэф – т нагрузки вала принимаем [5 табл. 5.7]
Предварительный расчет валов
Диаметр выходного конца вала [3 ф. 3.41]
– допускаемое напрояжение материала на кручение для валов из стали 40ХН принимаем [3 с. 21]
Конструктивно принимаем
Диаметр вала под подшипник [3 ф. 3.42]
Диаметр вала под колесо [3 ф. 3.43]
Расчет конструктивных параметров шестерни и колеса
Рисунок 6 – Конструкция червячного колеса
Диаметр ступицы [3 табл. 20]
Длина ступицы [3 табл. 20]
Толщина обода [3 табл. 20]
Толщина диска [3 табл. 20]
Фаска по торцам зубчатого венца [3 табл. 20]
Фаска по торцам ступицы принимается конструктивно принимаем
Расчет конструктивных параметров корпуса
Толщина стенки картера [3 табл. 27]
Толщина стенки крышки корпуса [3 табл. 27]
Ширина фланца картера и крышки [3 табл. 27]
– ширина подшипника для предварительно принятого подшипника №7212 принимаем
Толщина фланца [3 табл. 27]
Зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса [3 табл. 27]
Диаметр фундаментных болтов [3 табл. 27]
Диаметр винтов смотровой крышки [3 табл. 27]
Силовой расчет валов
Рисунок 7 – Схема нагружения редуктора
1.Быстроходный вал редуктора
Определение опорных реакций на быстроходном валу цилиндрического редуктора
Рисунок 8 – Схема нагружения быстроходного вала редуктора
расстояние от точки приложения сил на муфте до центра опоры А1 принимаем
расстояние от центра опоры А1 до точки приложения сил на червяке принимаем
расстояние от точки приложения сил на червяке до центра опоры В1 принимаем
консольная сила от муфты [5 табл. 6.2]
Реакции опор в горизонтальной плоскости
Уравнение моментов всех сил действующих в горизонтальной пломскости относительно точки А1
Уравнение моментов всех сил действующих в горизонтальной пломскости относительно точки B1
реакции опор рассчитаны верно
Реакции опор в вертикальной плоскости
Уравнение моментов всех сил действующих в вертикальной пломскости относительно точки А1
Уравнение моментов всех сил действующих в вертикальной пломскости относительно точки B1
реакции опор найдены верно
Определение изгибающих моментов на быстроходном валу редуктора
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости
Рисунок 9 – Изгибающие и крутящий моменты на быстроходном валу редуктора
Результирующий момент
Опасным является сечение под червяком
Проверка вала на прочность в опасном сечении по изгибающему моменту
– допускаемый предел прочности по нормальным напряжениям для валов из стали 40ХН принимаем [2 табл. 10.2]
- предварительно рассчитанный диаметр вала в опасном сечении
2.Тихоходный вал редуктора
Определение опорных реакций на тихоходном валу редуктора
– расстояние от центра опоры А2 до точки приложения сил на червячном колесе принимаем
– расстояние от точки приложения сил на червячном колесе до центра опоры В2 принимаем
– расстояние от центра опоры В2 до точки приложения сил на звездочке принимаем
горизонтальная составляющая силы давления цепи на вал
вертикальная составляющая силы давления цепи на вал
Рисунок 10 – Схема нагружения тихоходного вала редуктора
Уравнение моментов всех сил действующих в горизонтальной пломскости относительно точки А2
Уравнение моментов всех сил действующих в горизонтальной пломскости относительно точки B2
Уравнение моментов всех сил действующих в вертикальной пломскости относительно точки А2
Уравнение моментов всех сил действующих в вертикальной пломскости относительно точки B2
Определение изгибающих моментов на тихоходном валу редуктора
Рисунок 11 – Изгибающие и крутящий моменты на тихоходном валу редуктора
Опасным является сечение под опорой В2
Расчет валов на прочность
1.Расчет валов на статическую прочность в опасном сечении
Быстроходный вал редуктора
Нормальные напряжения в опасном сечении быстроходного вала редуктора [2 с. 165]
– суммарный изгибающий момент [2 с. 165]
– момент сопротивления сечения вала при расчете на изгиб [2 с. 165]
– осевая сила [2 с. 165]
- площадь поперечного сечения вала [2 табл. 10.3]
Для вала с червяком в опасном сечении
– момент инерции сечения [2 табл. 10.3]
– диаметр вершин зубьев
– поправочный коэф – т для принимаем [2 р. 10.14]
Касательные напряжения в опасном сечении быстроходного вала редуктора [2 с. 165]
– максимальный крутящий момент [2 с. 165]
– момент сопротивления сечения вала при расчете на кручение [2 с. 166]
Частный коэф – т запаса прочности по нормальным напряжениям [2 с. 166]
– предел текучести по нормальным напряжениям для стали 40ХН принимаем [2 табл. 10.2]
Частный коэф – т запаса прочности по касательным напряжениям [2 с. 166]
– предел текучести по касательным напряжениям для стали 40ХН принимаем [2 табл. 10.2]
Общий коэф – т запаса прочности по пределу текучести [2 с. 166]
Статическая прочность обеспечивается
Тихоходный вал редуктора
Суммарный изгибающий момент
Момент сопротивления сечения вала при расчете на изгиб
Для сплошного сечения вала [2 с. 166]
Площадь поперечного сечения вала
Нормальные напряжения в опасном сечении тихоходного вала редуктора
Касательные напряжения в опасном сечении тихоходного вала редуктора
Максимальный крутящий момент
Момент сопротивления сечения вала при расчете на кручение
Частный коэф – т запаса прочности по нормальным напряжениям
Частный коэф – т запаса прочности по касательным напряжениям
Общий коэф – т запаса прочности по пределу текучести
2.Расчет валов на сопротивление усталости
Расчет быстроходного вала редуктора
Рисунок 12 – расчетная схема вала
Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнении их с допустимыми значениями.
Материал вала – сталь 40ХН термообработка - улучшение
Концентрация напряжений обусловлена переходом от 725 мм к 30 мм.
Коэффициент запаса прочности [5 ф. 8.17]
S – коэффициент запаса прочности при изгибе [5 ф. 8.18]
S – коэффициент запаса прочности при кручении [5 ф. 8.19]
[S] – допускаемый коэффициент запаса прочности [S]=15-25 [5 с. 162]
-1 – предел выносливости при симметрическом цикле изгиба [5 с. 162]
k – эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе
v – амплитуда циклов нормальных напряжений
– масштабный фактор для нормальных напряжений
– коэффициент влияния шероховатости принимаем [5 с. 162]
– коэффициент чувствительности к асимметрии цикла напряжений [5 с. 164]
m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений [5 с. 163]
Для легированных сталей [5 с. 162]
– предел прочности материала вала для заготовки вала из стали 40ХН с диаметром заготовки до 120 мм принимаем [2 табл. 10.2]
Масштабные факторы для участка вала со ступенчатым переходом
Амплитуда нормальных напряжений изгиба [5 с. 164]
– изгибающий момент в сечении А – А
– момент сопротивления изгибу
-1 – предел выносливости при кручении [5 с. 164]
– эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении
v – амплитуда циклов касательных напряжений
– масштабный фактор для касательных напряжений
m – среднее напряжение цикла касательных напряжений [5 с. 166]
Амплитуда циклов касательных напряжений [5 с. 166]
– момент сопротивления кручению
Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
Масштабные факторы для участка вала со шпоночной канавкой
Амплитуда нормальных напряжений изгиба
Момент сопротивления изгибу
Амплитуда циклов касательных напряжений
Момент сопротивления кручению
Расчет тихоходного вала
Рисунок 13 – Расчетная схема тихоходного вала
Коэффициент запаса прочности
Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом
Прочность валов обеспечивается
Проверочный расчет подшипников
1.Подбор подшипников
Для подшипников основной характеристикой служит динамическая грузоподъемность – величина постоянной радиальной нагрузки которую группа идентичных подшипников с неподвижным наружным кольцом может выдержать в течении 1 млн. оборотов. При расчете подшипники проверяют по 2-м условиям. [1]
- расчетная динамическая грузоподъемность
- базовая динамическая грузоподъемность принимается по технической характеристике подшипника
- расчетная долговечность подшипника
- требуемая долговечность подшипника по ГОСТ 16162-85 для червячных редукторов
Для проектируемого редуктора принимаем:
– быстроходный вал: шариковые радиально – упорные подшипники средней узкой серии № 46305
– тихоходный вал: роликовые конические однорядные легкой серии № 7212
Рисунок 14 – Подшипник радиально – упорный
Таблица 2 – Основные параметры выбранных подшипников [5 П7]
Рисунок 15 – Подшипник роликовый конический однорядный
Таблица 3 – Основные параметры выбранных подшипников [5 П6]
2.Проверочный расчет подшипников быстроходного вала
- эквивалентная нагрузка на подшипник [3 ф. 3.57]
– поправочный коэф – т для шариковых подшипников [3 c. 28]
Расчет ведется по более нагруженному подшипнику
Более нагруженной является опора В1
Эквивалентная нагрузка на подшипник
– коэффициент радиальной нагрузки [3 табл. 29]
V – коэф – т вращения при вращении внутреннего кольца V=1 [3 табл. 29]
– коэффициент осевой нагрузки [3 табл. 29]
- коэф – т безопасности при спокойной нагрузке принимаем [3 табл. 29]
– температурный коэф – т при принимаем [3 табл. 29]
– коэффициент влияния осевого нагружения определяется из соотношения [3 табл. 29]
– статическая грузоподъемность подшипника [5 П6 П7]
Для принимаем [3 табл. 31]
Осевые составляющие радиальных реакций
Расчетная долговечность млн. об
Расчетная долговечность ч.
Выбранные подшипники удовлетворяют условию
3.Проверочный расчет подшипников тихоходного вала
Для роликовых подшипников [3 табл. 29]
Более нагруженной является опора В2
Выбор и расчет шпоночного соединения
Выбор шпонки осуществляется в зависимости от диаметра вала. Для данного курсового проекта принимаем наиболее распространенные – призматические шпонки. Длину шпонки назначают на 5 -10 мм меньше длины ступицы. Проверке подлежат шпонки для насаживания муфты червячного колеса и звездочки цепной передачи
Рисунок 16 – Шпонка призматическая
Таблица 4 – Основные размеры шпонки [4 табл. К42]
Напряжение смятия [4 ф. 8.22]
Асм – площадь смятия [4 с. 170]
[см] – допускаемое напряжение на смятие принимаем [см]=100 Нмм [4 с. 170]
lр – рабочая длина шпонки [4 с. 170]
Для шпонки со округленными концами [4 с. 170]
Условие выполняется шпонки подобраны верно
Допуски и посадки деталей редуктора
Для выбора посадок деталей редуктора воспользуемся рекомендациями изложенными в табл. 10.13 [4]
Таблица 5 – Посадки основных деталей редуктора
Зубчатые и червячные колеса на валы при тяжелых ударных нагрузках
Зубчатые и червячные колеса и зубчатые муфты на валы; венцы червячных колес на центр
Зубчатые колеса при частом демонтаже; шестерни на валах электродвигателей; муфты; мазеудерживающие кольца
Стаканы под подшипники качения в корпус; распорные втулки
Муфты при тяжелых ударных нагрузках
Распорные кольца; сальники
Внутренние кольца подшипников качения на валы
Отклонение отверстия
Наружные кольца подшипников качения в корпусе
Внутренние кольца подшипников качения свыше 100 мм при тяжелых ударных нагрузках
Тепловой расчет червячного редуктора
Для редуктора без искусственного охлаждения [2 с. 37]
– коэф – т теплоотдачи для чугунного корпуса при естественном охлаждении принимаем [2 с. 37]
– поверхность охлаждения корпуса для принимаем [2 с. 37]
– коэф – т учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту принимаем [2 с. 37]
- максимально допустимая температура нагрева масла принимаем [2 с. 37]
Смазывание редуктора
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение предотвращает повышенный износ и нагрев деталей а также предохраняет детали от коррозии. Для проектируемого редуктора принимаем картерную смазку.
Рисунок 17 – Картерное смазывание редуктора с использованием брызговиков
Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых колес в масло заливаемое внутрь корпуса. Червяк погружают в масло на высоту витка но не выше центра нижнего тела качения подшипника. Если условия нормальной работы подшипников не позволяют слишком сильно погружать червяк в масло то применяют брызговики забрасывающие масло на червячное колесо. Для проектируемого редуктора принимаем масло марки индустриальное И-Т-Д-60. Для контроля уровня масла в редукторе предусмотрена установка жезлового маслоуказателя а для сливания масла – маслосливной пробки с цилиндрической резьбой. [5 пар. 10.4]
Рисунок 18 – Маслоуказатель жезловый
В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.
Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора установленных как правило на общей раме применены упругие втулочно – пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.
Применяемые муфты обеспечивают надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых радиальных и угловых смещений.
Для проектируемого редуктора принимаем муфту упругую со звездочкой.
Компенсирующие способности муфты невелики. При соединении несоосных валов муфта оказывает на них значительное силовое воздействие хотя и меньшее чем втулочно – пальцевая муфта. Муфты со звездочкой обладают большой радиальной и угловой и осевой жесткостью и требуют точного монтажа узлов. [5 пар. 11.1]
Рисунок 19 – Муфта упругая со звездочкой
Список использованной литературы.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3-х т. Т2В.И. Анурьев М. 2004.–732с.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машинП.Ф. Дунаев О.П. Лепиков М. 1998. – 446 с.
Михайловский Э.М. Прикладная механикаЭ.М. Михайловский Красноярск 1997. – 64 с.
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машинС.А. Чернавский К.Н. Боков И.М. Чернин Г.М. ИцковичМ.2005. – 414 с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машинА.Е. Шейнблит Калининград 2002. – 454 с.

Подшипниковый узел.dwg

Технические требования
Подшипниковый узел заполнить на
обьема солидолом УС-3 ГОСТ 1033-79
Остальные ТТ по ОСТ 26-08-948-73

Звездочка ведущая.dwg

Радиусы скруглений 1
Неуказанные предельные отклонения размеров
Наибольший зазор между рабочей
гранью пластины и зубом
-12700 ГОСТ 13568-75

Колесо червячное.dwg

отв М4 сверлить и нарезать после напрессовки венца
* Размеры для справок
Неуказанные радиусы 5 мм max
Уклоны формовочные 3
Неуказанные предельные отклонения размеров
После затяжки выступающую часть спилить и раскернить
Направление линии зуба
Козффициент смещения червяка
Исходный производящий червяк
Степень точности по ГОСТ 3675-81
Межосевое расстояние
Делительный диаметр червячного колеса
Вид сопряженного червяка
Число витков сопряженного червяка

Общий вид.dwg

Технические требования
Монтаж электродвигателя выполнять в соответсвии с
технической документацией
После сборки и выверки положения узлов установки
фундаментные болты надежно затянуть
После монтажа провести испытания на работоспособность
механизмов при номинальных режимах работы согласно
требованиям Гостехнадзора
Техническая характеристика
Электродвигатель типа 4А112М8 мощность Р
Общее передаточное число: u
Частота вращения приводного барабана: n
Крутящий момент на приводном барабане T
План расположения отверстий
под фундаментные болты
рамы редуктора(1:10)
рамы конвейера(1:10)

Сборочный.dwg

Технические требования.
Наружние поверхности литых необработанных
деталей красить серой эмалью
Перед оканчаиельной сборкой стыки фланцев
корпуса покрыть пастой "Герметик".
Техническая характеристика.
Номинальный момент на ведущем валу Т
Частота вращения ведущего вала n
Передаточное число u = 21
Коэфициент полезного действия

Спецификация подшипниковый узел.dwg

КП. ДМ. 10. 04.00.00. 815. СБ
КП. ДМ. 10. 04.01.00. 815
КП. ДМ. 10. 04.00.01. 815
КП. ДМ. 10. 04.00.02. 815
Рама подшипникового узла
Крышка уплотнительная
Болт М10-6gx32.109.30ХГСА
Болт М8-6gx22.109.30ХГСА
Гайка круглая шлицевая
КП. ДМ. 10. 04.00.03. 815
КП. ДМ. 10. 04.00.04. 815
КП. ДМ. 10. 04.00.05. 815
КП. ДМ. 10. 04.00.06. 815
КП. ДМ. 10. 04.00.07. 815
КП. ДМ. 10. 04.00.08. 815
Подшипник шариковый сферический
Уплотнение сальниковое

Спецификация общий вид.dwg

КП. ДМ. 00. 00.00.00. 815. ПЗ
КП. ДМ. 10. 00.00.00. 815. ОВ
КП. ДМ. 10. 01.00.00. 815
КП. ДМ. 10. 02.00.00. 815
КП. ДМ. 10. 03.00.00. 815
КП. ДМ. 10. 04.00.00. 815
КП. ДМ. 10. 05.00.00. 815
КП. ДМ. 10. 00.00.01. 815
КП. ДМ. 10. 00.00.02. 815
КП. ДМ. 10. 00.00.03. 815
КП. ДМ. 10. 00.00.04. 815
КП. ДМ. 10. 00.00.05. 815
Пояснительная записка
Болт фундаментный М30
Электродвигатель 4А112М8
Цепь приводная роликовая
Болт М16-6gx75.109.30ХГСА
Болт М16-6gx55.109.30ХГСА
Болт М12-6gx55.109.30ХГСА

Спецификация сборочный.dwg

КП. ДМ. 10. 01.00.00. 815. СБ
КП. ДМ. 10. 01.01.00. 815
КП. ДМ. 10. 01.02.00. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.01. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.02. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.03. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.04. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.05. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.06. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.07. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.08. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.09. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.10. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.11. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.12. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.13. 815
Маслоуказатель жезловый
КП. ДМ. 10. 01.00.14. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.15. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.16. 815
КП. ДМ. 10. 01.00.17. 815
Болт М16-6gx102.109.30ХГСА
Болт М12-6gx50.109.30ХГСА
Болт М8-6gx20.109.30ХГСА
Болт М6-6gx18.109.30ХГСА
Болт М6-6gx12.109.30ХГСА
радиально-упорный №36205