Цилиндрический червячный редуктор

Фрагмент.frw

сборочный.cdw

Техническая характеристика
Передаточное число U = 25.
Передаваемая мощность Р = 5300 Вт при частоте
вращения быстроходного вала 151 1с
Редуктор цилиндрическо
Размеры для справок.
Несовпадение контуров корпуса поз. 2 и крышки поз. 3 по
фланцам разъема не более 5 6 мм.
Покрытие необработанных поверхностей зубчатых колес поз. 7 и
- эмаль красная НЦ - 132.
Покрытие наружных поверхностей деталей поз. 2
эмаль серая ХВ - 124.
На поверхности разъема Д нанести лак бакелитовый ЛБС - 1.

Крышка корпуса.cdw

ЛНПУ ДМ КП 02.10.001
Неуказанные предельные отклонения размеров Н16
Не указанные литейные радиусы 3 5 мм
Заготовку отливки подвергнуть старению
Покрвытие наружной поверхности - эмаль серая ХВ - 124

вал в сборе.cdw

Тихоходный вал в сборе
ЛНПУ ДМ КП 02.10.002
Подшипники ГОСТ 27365-87
Шпонки ГОСТ 23360-78

вал.cdw

ЛНПУ ДМ КП 02.10.003
Сталь 40 ХН ГОСТ 1050-82
Неуказанные предельные отклонения размеров Н14

колесо.cdw

Межосевое расстояние
ЛНПУ ДМ КП 02.10.004
Неуказанные предельные отклонения размеров Н14

крышка.cdw

ЛНПУ ДМ КП 02.10.005
Сч 12-24 ГОСТ 1050-82
Неуказанные предельные отклонения размеров Н14

Спецификация.spw

Манжеты ГОСТ 8752-79
Подшипники ГОСТ 27365-87
Шпонки ГОСТ 23360-78

расчет.doc

Спроектировать привод к ленточному конвейеру по схеме 1. окружное усилие на барабане F= 5 кН окружная скорость барабана V= 07 мс диаметр барабана D= 475 мм. Срок службы привода 5 лет.
Кинематический расчет привода
Кинематический и энергетический расчет привода машины заключается в выборе кинематической схемы привода подборе электродвигателя определении угловых скоростей и крутящих моментов на валах.
Схема привода ленточного конвейера
Определим требуемую мощность электродвигателя:
Рэ.тр= где h - общий КПД привода Рвых= - мощность на выходном валу.
Общий КПД привода определяется как произведение КПД отдельных звеньев кинематической цепи:
Для данного редуктора где - КПД зубчатой передачи цилиндрической - КПД цепной передачи - КПД соединительной муфты - КПД пары подшипников - КПД червячной передачи.
На основе требуемой мощности по каталогу выбираем электродвигатель с номинальной мощностью
Рэ=55 кВт выбранный двигатель 112М4 для которого nном=1445 обмин nсинх=1500 обмин.
Определяем требуемую частоту вращения вала на входе в исполнительный механизм:
Определяем передаточное отношение привода согласно заданной схемы с учетом требований стандартов:
С учетом рекомендуемых значений передаточных чисел округляем Uчп до стандартного:
Определим фактическое значение передаточного числа привода:
Разница между требуемой и фактической скоростями вращения входного вала в исполнительный механизм не должна превышать 3%:
Dw=100%3% что равнозначно DU=100%3%
Определим крутящие моменты на валах привода и угловые скорости их вращения:
Расчет зубчатых зацеплений
Расчет зубчатой передачи цилиндрической.
Исходные данные: U=2; M2=66 Hм; 2=755 1c; Lh=21900ч.
Выбор материала.[1стр. 9-10]
Колесо: сталь 40ХН; термообработка- улучшение НВ 269 302; т=750МПа.
Шестерня: сталь 40ХН; термообработка- улучшение и закалка ТВЧ HRC 48 53 т=750МПа.
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба.[1стр. 10-11]
для колеса =; HBср=05(269+302)=285; ;
для шестерни ; HRCср=05(48+53)=505; ;
Коэффициенты долговечности :
==054; ==041; ==061; ==05;
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба соответствующие числу циклов и :
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба с учетом времени работы передачи:
Межосевое расстояние.[1стр. 11-13] - для прямозубых колес; =120 мм – по стандарту.
Предварительные размеры колеса.[1стр. 13]
Делительный диаметр ширина
Суммарное число и угол наклона зубьев.[1стр. 13-14]
Число зубьев колеса и шестерни.[1стр. 14]
Фактическое передаточное число.[1стр. 14]
что в пределах нормы.
Диаметры колес.[1стр. 14]
Делительные диаметры:
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
Пригодность заготовок колес.[1стр. 14]
Силы в зацеплении.[1стр. 15]
Окружная сила радиальная сила осевая сила
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.[1стр. 15-16]
в зубьях колеса что меньше
в зубьях шестерни что меньше
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.[1стр. 16]
Расчет червячной передачи.
Исходные данные: U=125; M3=613 Hм; 3=6 1c; Lh=21900 ч.
Выбор материала червяка и колеса.
Для червяка берем сталь 45 с термообработкой вариант – улучшение и закал ТВЧ 45 50. Витки шлифованные и полированные.
Для выбора материала колеса определим ориентированную скорость скольжения
Для колеса выбираем бронзу Бр. ОФ10-1 ( мс) отливка в металлическую форму. Механические характеристики: МПа МПа.
Напряжения которые допускаются.
Бронза которую мы избрали относится к материалам группы.
Контактное напряжение которое допускается
Коэффициент долговечности
Общее число циклов изменения напряжений
Исходное контактное напряжение которое допускается
Напряжение изгиба который допускается
Исходное напряжение изгиба который допускается
Межосевое расстояние.
Берем мм после округления его в большую сторону.
Подбор основных параметров передачи.
Число витков червяка число зубьев колеса
Ближайшее стандартное значение мм.
Коэффициент диаметра червяка
Минимальное значение
Коэффициент сдвига инструмента
Геометрические размеры червяка и колеса.
Делительный диаметр червяка мм.
Диаметр вершин витков мм.
Длина нарезанной части мм.
Так как витки шлифуют то окончательно мм.
Диаметр делительной окружности колеса мм.
Диаметр окружности вершин зубьев мм.
Диаметр колеса наибольший мм.
Проверочный расчет передачи на прочность.
Для и угол . Угловая скорость червяка с-1. окружная скорость червяка мс. Скорость скольжения мс. Коэффициент Контактное напряжение которое допускается МПа.
Окружная скорость колеса мс. Поэтому коеффициент .
Расчетное напряжение
что меньше допустимого.
Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке
Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе
Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба.
Эквивалентное число зубьев . Коэффициент . Окружная скорость колеса мс. Поэтому коефициент нагрузки .
Расчетное напряжение изгиба
Поверхность охлаждения корпуса м2. Коэффициент . Тога температура масла
что есть допустимым так как
Расчет и проектирование валов
Тихоходный вал редуктора
Исходные данные: Т2=613 Hм; d2=250 мм; b=80 мм.
1. Выбор материала : сталь 40ХН НВ 240 270
2. Предварительный расчет. Минимальный диаметр вала из условия прочности на кручение:
3. Проектный расчет .
а) схема и размеры вала (рис. 2).
выбираем подшипник 7311
Рис. 2. Схема и размеры вала.
б) силы которые действуют на вал:
Рис. 3. Силы действующие на вал и реакции опор.
г) эпюры моментов (рис. 4):
- плоскость XY (изгибающие моменты).
Рис. 4. Изгибающие моменты действующие на вал.
- плоскость XZ (изгибающие моменты).
- эпюр крутящих моментов:
4. Проверочный расчет.
а) коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
-граница выносливости в опасном сечении - коэффициент концентрации напряжений для опасного сечения
б) коэффициент запаса прочности по крутящим напряжениям.
- граница выносливости в опасном сечении ;
в) эквивалентный коэффициент запаса прочности.
что большее [S]= 13 21
Исходные данные: Т1=35 Hм; d1=80 мм; b=48 мм.
1. Выбор материала сталь 40ХН НВ 240 270
а) схема и размеры вала (рис. 5).
выбираем подшипник 7306
Рис. 5. Схема и размеры вала.
Рис. 6. Силы действующие на вал и реакции опор.
Рис. 7. Изгибающие моменты действующие на вал.
г) эпюры моментов (рис. 7):
4. Проверочный расчет.
а) коэффициент запаса прочности по нормальныv напряжениям.
Исходные данные: Mкр=66 Hм; d2=160мм; b=48мм мм B=155 мм.
Выбор материала [1стр. 125]: сталь 40ХН НВ 240 270
Предварительный расчет. Минимальный диаметр вала из условия прочности на кручение
а) схема и размеры вала
выбираем подшипник 7307
б) силы действующие на вал.
-XY(изгибающие моменты)
-XZ(изгибающие моменты)
-эпюр крутящих моментов
Проверочный расчет[1стр. 124-129]
а) коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
-предел выносливости в опасном сечении - коэффициент концентрации напряжений для опасного сечения
б) коэффициент запаса прочности по крутящим напряжениям
- предел выносливости в опасном сечении ;
в) эквивалентный коэффициент запаса прочности
что больше [S]= 13 21.
Выбор и расчет подшипников.
Выбор и расчет шпонок.
Конструирование и расчет корпусных деталей
[1стр. 34-35; 3стр. 210-223]
Толщина стенки корпуса наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач расстояние между поверхностями стенок корпуса и поверхностями вращающихся колес расстояние между дном корпуса и поверхностью колес
Толщина пояса основания корпуса и крышки толщина ребер диаметр фундаментных болтов диаметр болтов у подшипников диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой расстояние от наружней стенки корпуса до оси болтов С1 и С2 по [3стр. 221] - (у подшипников для d1) - (для d2); толщина нижнего пояса корпуса
Смазка и смазочные устройства
Окружная скорость тихоходного колеса
Вязкость масла сорт масла И-40 А ГОСТ 20799-88; глубина погружения колеса в масляную ванну
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование.-Г.: Высш.шк. 1984.-336с.
Цехнович Л.И. Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов.-К.:Высш.шк. 1979.-80с.
Боков К.Н. Ицкович Г.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин.-Г.: Машгиз. 1958.-501с.