Редуктор червячный 3

Сборочник редуктора.dwg

КП.ДМ.ВМС-31.00.03.00
КП.ЧЛ.ВМС-31.00.04.00.СБ
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.01
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.02
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.03
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.04
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.05
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.06
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.07
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.08
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.09
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.10
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.11
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.12
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.13
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.14
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.15
КП.ДМ.ВМС-31.00.03.00.
КП.ДМ.ЧЛ.00.03.00.СБ

Общий вид лебёдки.dwg

КП.ПЛТ.03.02.01.00.СБ
Общее передаточное число 15
частота вращения 750 обмин
Техническая характеристика
Несоосность валов электродвигателя и редуктора не
Радиальное смещение валов электродвигателя
и редуктора до 0.2 мм
Технические требования

Деталировка редуктора.dwg

КП.ПЛТ.07.03.01.00.СБ
Номинальный крутящий момент 450 Н м
Сталь 45 ГОСТ 1050-74
Сталь 45 ГОСТ 4543-71
Неуказанные радиусы 2мм max
Формовочные уклоны ~3°
Неуказанные предельные отклонения
Неуказанные радиусы 2 мм.
размеров отверстий H14
Нормальный исходный

Компоновчный чертеж червячного редуктора.dwg

Сборочник редуктора исправленный.dwg

КП.ДМ.ВМС-31.00.03.00
КП.ЧЛ.ВМС-31.00.04.00.СБ
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.01
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.02
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.03
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.04
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.05
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.06
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.07
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.08
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.09
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.10
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.11
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.12
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.13
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.14
КП.ДМ.ЧЛ. 00.00.00.15
КП.ДМ.ВМС-31.00.03.00.
КП.ДМ.ЧЛ.00.03.00.СБ

Пояснительная записка.doc

Исходные данные: S ma V m 30 ммин; L 50 м; d k 12 мм;
тормозное устройство;
уравнительная муфта.
Лебедка работает в среднем режиме работы.
В настоящее время привод машин и механизмов осуществляется в основном электродвигателями переменного тока с частотой вращения 750 до 3000 обмин. Однако рабочие органы машины в большинстве случаев имеют небольшую частоту вращения n = 20-100 обмин (барабан лебедки и т. д.) или более высокую частоту вращения чем у электродвигателя.
Для преобразования вращательного движения электродвигателя на вал рабочего органа применяют механические передачи предназначенные для исполнения целого рода других функций основными из которых являются:
-повышение или понижение крутящего момента;
-изменение траектории или характера движения;
-регулирование и изменение скорости;
-предохранение деталей и узлов машин от поломки при перегрузках.
В данном курсовом проекте разрабатывается стационарная лебедка с электроприводом для подъёма грузов по приведенной схеме состоящий из основных рабочих единиц: электродвигателя муфт редуктора барабана опоры основания привода.
1Определение потребной мощности
Где S ma V скорость каната м мин;
- КПД червячного редуктора:
- КПД тихоходной червячной передачи = 0.99 (табл. 4.1 [1] );
По приложению 8 [1] выбираем ближайшее к Nэд тип двигателя. Принимаем двигатель типа 4А90LВ8У3 мощностью 11 кВт с синхронной частотой вращения nc = 750 обмин.
2Кинематический расчет привода
Разбиваем передаточное отношение по ступеням привода согласно рекомендациям таблицы 4.1 (1). Принимаем Uчерв= Uчерв тогда
передаточное число редуктора
Определяем частоту вращения каждого вала привода
n1 = nэд = 750 обмин;
3 Расчет мощности на валах
4Расчет крутящих моментов
5 Расчет ориентировочных диаметров валов
где [] – допускаемое напряжение кручения [] = 12 · 106 Па ;
Для того чтобы спроектировать редуктор недорогой и небольших габаритов выбираем для червячной передачи: для колеса назначаем материал Бр АЖ9-4
при = 200 Мпа = 400 Мпа; для червяка сталь 40Х закалка до HRC 54
витки шлифовать и полировать. При этом [] = 300-25Vs.
1 Расчет тихоходной червячной передачи.
По рекомендациям 9.1 [4] принимаем
z1 = 2; z2’ = z1i = 2·15 =30 > zmin = 28.
Исходя из выбранного материала
где Vs – окружная скорость;
По таблице 9.4 [4] назначаем материал колеса БрАЖ9-4 при Т=200 МПа;
В=400; червяк сталь 40Х закалка до HRC54 витки шлифовать и полировать.
По рекомендации [4] учитывая стандартные значения q предварительно назначаем q’=12.5. При этом q’z2=12.530=0.4 в рекомендуемых пределах.
По формуле 9.20 [4] при
Принимаем стандартное межосевое расстояние aw=200 мм .
По формуле [4]определяем модуль
Принимаем m = 10 мм .
По формуле 9.5 [4] находим необходимый коэффициент смещения
По формулам (9.2) и (9.3)[4] определяем
d1 = q’m = 12.510 =125 мм; (14)
d2 = z2m = 30 10 = 300 мм. (15)
Проверяем выбранное значение Vs: по формуле (9.1) [4] при
по формуле (9.8) [4]
Проверяем точность по контактным напряжениям формула (9.16) [4].
При предварительно проверяем по рекомендации [4 стр 175 ] по формуле (9.17) [4]
При этом Кv=1 и при переменной нагрузке К=1.1 и Кн= Кv К=1.1
Прочность соблюдается.
Предварительно определяем
Ft2 = 2T2d2 = 2141.4· 103300=628 H; (18)
KF = KH = 1.1; mn = mcos = 10cos 9.5 = 9.9 мм;
b2 0.67da1 = 0.67145 = 108.75 мм где da1=d1+2m = 125+20=145 мм.
Учитывая что принимаем b2 = 108 мм.
По формуле (9.7) и таблице (9.4) [4]
Проверяем прочность на изгиб по формуле [4]
Уточняем КПД по формуле (9.9) [4] при
Выписываем основные размеры для червяка: z1=2; m=10 мм; q=12.5; d1=125 мм; da1=145 мм; df1= d1-2.4m=125-2.410=101 мм; учитывая примечание к таблице (9.1) принимаем b1=108 мм.
Основные размеры для колеса: aw=200 мм; z2=30; d2=300 мм; b2=108 мм; da2=331 мм; df2=287 мм; daM2=132 мм.
Назначаем восьмую степень точности.
2 Выполнение компоновочного чертежа
2.1 Вычерчивание колес и валов.
Сначала наносим межосевое расстояние для червячной пары - aw=200 мм. Проводим осевые линии окружностей делительных диаметров вершин зубьев линий ограничивающих ширину колеса и червяка
2.2 Очерчивание внутренней стенки корпуса
Расстояние от торца и наружного диаметра червячного колеса до внутренней стенки корпуса е=15 мм зазор между колесом и дном корпуса С=25мм.
Очерчиваем наружную стенку корпуса. Ширину фланца принимаем равной
2.3 Размещение подшипников качения.
Зазор между подшипником и корпусом n=0 5 мм. Для удобства крепления на валу деталей легкости перемещения их на валу к месту посадки для осевой фиксации подшипников и червячного колеса диаметр вала перед местом посадки уменьшают на 2 5 мм. Диаметры валов под подшипники округляем до стандартных. Для предотвращения осевого перемещения червячного колеса устанавливаем распорные втулки.
Расчет на прочность валов и подбор подшипников качения .
1 Расчет на прочность валов редуктора
Определяем действующие на валы силы и моменты:
-окружная сила червяка
где Т2 – крутящий момент на входном валу;
d1 – делительный диаметр червяка м.
-осевая сила на червяке
где Т2 – крутящий момент на выходном валу Н м;
d2 – делительный диаметр червячного колеса м.
-радиальная сила на червяке и червячном колесе
-моменты от осевых сил на червяке и колесе:
-радиальная сила на червяке и червяном колесе
2 Расчет ведущего вала (червяка)
Строим расчетную схему сил действующих на червяк в вертикальной и горизонтальных плоскостях (рис.4.2а).
Строим эпюру изгибающих моментов червяка в вертикальной плоскости от действия сил Fr1 и Fa1 (рис.4.2в).
Определяем опорные реакции:
Проверка: - реакции найдены верно.
Наибольший изгибающий момент в вертикальной плоскости будет в сечении червяка соответствующем точке контакта:
Строим эпюру изгибающих моментов ведущего вала в горизонтальной плоскости от действия сил Ft2 и Fr ( рис.4.2е).
Рисунок 4.2- Расчетная схема сил действующих на вал червяка (абве) эпюры изгибающих (вж) крутящих (з) моментов эпюра осевых сил (г).
опорные реакции найдены верно.
Наибольший изгибающий момент в горизонтальной плоскости будет в сечении червяка соответствующем точке контакта:
На ведущий вал действует крутящий момент от левого торца вала до сечения соответствующего точке контакта. Этот участок вала скручивается моментом Т2=20.68 Н м.
Определяем наибольший изгибающий момент:
Для подбора подшипников качения определяем суммарную реакцию в той опоре где она будет больше.
Опора A: радиальная реакция
На червяк действует осевая сила. Она сжимает часть вала от точки контакта червяка до упорного подшипника (рис.4.2г)
3 Расчет ведомого вала
Строим схему нагружения вала 2 в вертикальной и горизонтальных плоскостях (рис.4.3).
Строим эпюру изгибающих моментов ведомого вала в вертикальной плоскости от действия сил Fr2 Fa3 и Ft3 (рис. 4.3 бв).
Проверка:-реакции найдены верно.
Определяем ординаты изгибающих моментов ведомого вала в вертикальной плоскости в месте посадки червячного колеса:
Строим эпюру изгибающих моментов ведомого вала в горизонтальной плоскости от действия силы Ft2 и (рис. 4.3де).
Проверка - реакции найдены верно.
Определяем ординаты изгибающих моментов ведомого вала в горизонтальной плоскости:
В месте посадки червячного колеса
Рисунок 4.3. Расчетная схема сил действующих на ведомый вал
(абд); эпюры изгибающих (ве) и крутящих (ж) моментов; эпюра осевых с
4 Определение запаса прочности валов
Материал ведущего вала 40Х ведомого сталь 45.
Определяем коэффициент прочности S в опасных сечениях валов
где - запас прочности на сопротивление усталости по изгибу;
- запас прочности усталости по кручению ;
Для ведущего вала выбираем легированную сталь 40Х с термообработкой- улучшение ; для ведомого вала – сталь 45 МПа).
Определяем пределы выносливости для всех валов:
Определяем максимальные напряжения в опасных сечениях валов (амплитуды переменных составляющих) и постоянные составляющие .
Определяем коэффициенты для всех валов.
- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (таблица 15.6 [4] ).
- коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости зависят от механических характеристик материала:
Для вала 1 (d =20 мм)
- условие удовлетворяется (52) так как S1 входит в промежуток 1.5 3.0.
Для вала 2 (d = 37 мм)
- условие не удовлетворяется (55)
Уменьшаем диаметр вала до 35 мм
- условие удовлетворяется
так как S2 входит в промежуток 1.5 3.0.
Таблица 1 Сводные данные расчета валов червячного редуктора
Подбор подшипников качения
При подборе подшипников мы воспользовались следующими коэффициентами и формулами:
Данные об условиях работы подшипников качения:
n – частота вращения ч;
L – долговечность млн. об.;
Fr – радиальная нагрузка Н;
Fa – осевая нагрузка Н.
Справочные данные коэффициентов [4] для заданных условий работы подшипников качения:
fh – коэффициент долговечности;
fn – коэффициент определяемый по частоте вращения;
V – коэффициент вращения;
Kd – коэффициент динамический (безопасности);
Kt – коэффициент учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника.
Справочные данные предварительно назначенного подшипника по диаметру концов вала.
Серия (при отсутствии осевой нагрузки и сравнительно небольшой ее величине предварительно назначается самый распространенный и дешевый шариковый радиальный однорядный подшипник средней или легкой серии; при большой осевой силе – подшипник роликовый радиально упорный конический или радиально упорный шариковый);
С – динамическая грузоподъемность кН;
С0 – статическая грузоподъемность кН;
Х Y – соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок зависящий от типа подшипника и от l – параметра осевого нагружения подшипника характеризующего соотношение осевого и радиального усилий.
Расчетные данные подбора подшипников качения.
Подбор подшипников качения производится по динамической грузоподъемности из условия что расчетная динамическая грузоподъемность Ср С.
где Р – эквивалентная нагрузка
Результаты подбора и расчета подшипников качения целесообразно представить в виде таблицы.
Таблица 2 – Подбор подшипников качения.
Диаметры концов вала под подшипники
Определение основных размеров крышки и корпуса
Размеры основных элементов крышки и корпуса редуктора приведены в таблице 3.
Таблица 3- Размеры основных элементов крышки и корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса редуктора
Толщина стенки крышки
Толщина верхнего фланца корпуса
S = 1.5=1.5· 11 =165мм.
Толщина нижнего фланца корпуса
S = 1.5= 1.5 8=12мм.
Толщина нижнего пояса корпуса (без бобышки)
Р = 2.35= 2.35· 11 =26мм.
Толщина ребер основания корпуса
р=(0.8 1)= 0.8 8=6мм
Толщина ребер крышки
р1=(0.8 1)1=0.8 8=6мм
-соединяющих основание корпуса с крышкой
-соединяющих смотровую крышку
d=(0.7 0.75)dф=0.7 16=12мм
d1=(0.5 0.6)dф=05 16=8мм.
ds=(0.3 0.4)dф=0.4 16=8мм.
Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов
Ширина нижнего и верхнего поясов основания корпуса
Ширина опорной поверхности нижнего фланца
Минимальный зазор между колесом и корпусом
= 1.1= 1.1 8 = 8.8 мм.
Н0 =1.06аw= 1.06 160 = 170мм
Размеры элементов в зависимости от dф
dотв =17 мм D = 24 мм
На валах в местах крепления деталей передающих крутящий момент выполняют шпоночный паз размеры которого а также размеры шпонок стандартизованы.
На червячное колесо ведомого вала выбираем шпонку 14 х 9 х 23 СТ СЭВ 189-75.
Выбранную шпонку проверим на смятие:
где Т - передаваемый крутящий момент;
t1 – глубина паза вала;
[см] – допускаемое напряжение смятия [см] =120 МПа.
Принимаем симметрично 2 шпонки.
На муфту ведомого вала выбираем шпонку 10 х 8 х 50 СТ СЭВ 189-75.
Принимаем симметрично 2 шпонки.
Тип муфты выбирают в соответствии с предъявляемыми к ней требованиями в приводном устройстве.
Размеры муфт зависят от величины передаваемого крутящего момента. При подборе стандартных муфт учитывают также диаметр концов валов которые они должны соединять.
На ведомый вал на основании рекомендации в литературе ставим муфту упругую втулочно-пальцевую МН5 с 450 Н м.
Тепловой расчет червячного редуктора
Червячные передачи (за исключением маломощных и с высоким КПД – многозаходные червяки) работают с большим тепловыделением поэтому для них необходимо производить тепловой расчет который при установившемся тепловом состоянии производят на основе теплового баланса т. е. приравнивая тепловыделение теплоотдаче.
Количество теплоты выделяющееся в передаче в секунду:
где Р1 – мощность на входном валу Вт;
Количество частоты отданной через стенки корпуса редуктора окружающему воздуху в секунду:
где А – площадь поверхности охлаждения м2 А = 0.03 м2;
К – коэффициент теплоотдачи Вт(м2 С) К = 17 Вт(м2 С);
t1 – внутренняя температура редуктора или масла С t1 = 90 C;
t0 – температура окружающей среды С t0 = 20 C.
Естественного охлаждения достаточно.
Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение колес на высоту зуба. Объем масляной ванны принимаем из расчета 0.5 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности Vм = 0.5 1.1 = 0.55 дм3. Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.
Для смазывания передачи широко применяют картерную систему. Она применяется при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0.3-12.5 мс. По рекомендации литературы [6] выбираем масло индустриальное масло И-Т-С-320.
Объем масляной ванны V=0.55 дм3 что соответствует погружению зубчатого колеса на 16d.
Способ подвода масла к зацеплению – картерный.
Порядок сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку проводят в соответствии с чертежом общего вида редуктора начиная с узлов валов. Подшипники нагревают в масле до 80 – 100 С перед сборкой для лучшей посадки.
Собранные валы устанавливают в основании корпуса редуктора и надевают крышку корпуса покрывая предварительно поверхность стенки крышки и корпуса спиртовым лаком.
Перед установкой сквозных крышек в них закладывают резиновые армированные манжеты. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивание подшипников и закрепляют крышки подшипников болтами.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой закрепляют крышку редуктора болтами.
Исходя из имеющихся исходных данных ( dk = 12 мм; Dбар = 300 мм.) выбираем барабан крановый типа БК ( ист. 7 стр. 293). Все необходимые размеры барабана БК- 300 заносим в таблицу 4.
Таблица 4 Размеры барабана БК-300
Врублевская В. И. «Детали машин и основы конструирования.» Учебное пособие по курсовому проектированию для студентов механических специальностей вузов железнодорожного транспорта. Ч. 1 БелГУТ-Гомель:1991-88с.
Врублевская В. И. «Детали машин и основы конструирования.» Учебное пособие по курсовому проектированию для студентов механических специальностей вузов железнодорожного транспорта. Ч. 2 БелГУТ- Гомель: 1991-66с.
Врублевская В. И. «Детали машин и основы конструирования.» Учебное пособие по курсовому проектированию для студентов механических специальностей вузов железнодорожного транспорта. Ч. 3 БелГУТ-Гомель:1991-84с.
Иванов М. Н. «Детали машин» Учебник для студентов высших технических учебных заведений – 5-е изд. перераб. – М.: Высшая школа 1991-383с.
Дунаев П. Ф. Леликов О. П. «Конструирование узлов и деталей машин»
Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. – 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. Школа 1985 –416с.
Бейзельман Р. Д. Цыпкин Б. В. Перель Л. Я. «Подшипники качения. Справочник.» Изд – 6-е перераб. и доп. М.: Машиностроение 1975-572с.
А.В. Кузьмин Ф.Л. Марон «Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин» Изд. 2-е переработанное и дополненное.
1Определение потребной мощности .4
2Определение общего передаточного числа привода 4
3Расчет мощности на валах 4
4Расчет крутящих моментов ..5
5Расчет ориентировочных диаметров валов ..5
1 Определение допускаемых напряжений 6
3 Расчет тихоходной ступени ..8
Расчет на прочность валов и определение опорных реакций ..11
1 Расчет ведущего вала 13
2 Расчет ведомого вала 16
3 Определение запаса прочности валов 18
Подбор подшипников качения ..19
Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора 20
Тепловой расчет червячного редуктора . .23
Выбор смазки .. ..24
Порядок сборки редуктора 24

Вариант барабана.dwg