НЗ «ПМКО» специализируется на выпуске различных типов редукторов, от цилиндрических и червячных до мотор-редукторов различных комплектаций. Своим клиентам мы предлагаем множество моделей, в том числе высокопроизводительный редуктор коническо-цилиндрический двухступенчатый. Данный вид маркируется как КЦ1 и различается между собой по межосевому расстоянию. В линейке товаров от НЗ «ПМКО» клиенты могут выбрать и купить по выгодной цене КЦ1-200, КЦ1 -250, КЦ1-300, КЦ1-400, КЦ1-500.

Где используется редуктор коническо-цилиндрический двухступенчатый?

Данный тип редуктора относят к комбинированным, поскольку он включает в себя два вида передач: одну коническую и одну цилиндрическую. Ось входного и выходного вала в нем расположены в одной горизонтальной плоскости. Используют механизм в качестве привода линий конвейеров, тяговых электровозов, подъемно-транспортного оборудования.

Где купить редуктор коническо-цилиндрический двухступенчатый?

НЗ «ПМКО» предлагает купить по доступной цене модели любые модификации редукторов. Для того чтобы выбрать нужную модель товара Вам достаточно позвонить в любой из наших филиалов в городах продаж: Новосибирск, Москва, Красноярск, Кемерово и Бийск. Менеджеры НЗ «ПМКО» профессиональны, обладают большим опытом работы. Опираясь на исходную информацию, они подберут Вам требуемую марку оборудования в несколько шагов:

• Изучат кинематическую схему и расположение оси валов в пространстве;
• Определят способ крепления и монтажное положение;
• Выберут подходящий вариант сборки.

Менеджеры НЗ «ПМКО» готовы бесплатно оказать консультационную помощь в выборе модификации и типоразмера редуктора. В нашей компании каждый клиент может рассчитывать на персональный подход. Исходя из возможностей партнера, мы подбираем индивидуальные условия сотрудничества. Для постоянных клиентов у нас действую скидочные программы и акции.

Удобная и быстрая доставка до дверей

Доставка выбранного товара от НЗ «ПМКО» производится в любую точку мира. При помощи транспортных компаний-партнеров мы доставим оборудование во все регионы РФ, ближнее и дальнее зарубежье. Для клиентов, расположенных в Новосибирске и НСО доставка осуществляется круглосуточно и бесплатно.

Гарантии

На редуктор коническо-цилиндрический двухступенчатый от НЗ «ПМКО» предоставляется гарантия 3 года.

81kb. 23.05.2004 00:48

пояснительная готова1.doc

Содержание

Введение 3

1 Расчет привода 4

3 Расчет тихоходной ступени 11

4 Расчет быстроходной ступени 15

5 Расчет на прочность валов и определение опорных реакций 17

7 Подбор подшипников качения 31

Вал редуктора 32

Ведущий 1 32

Промеж. 2 32

Ведомый 3 32

Серия ПК 32

8 Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора 33

Параметры 33

9 Расчет плоскоременной передачи 34

10 Выбор шпонок 39

11 Выбор посадок деталей 41

12 Выбор муфты 42

13 Выбор смазки 43

14 Порядок сборки редуктора 44

Литература 45

Введение

В настоящее время привод машин и механизмов осуществляется в основном электродвигателями переменного тока с частотой вращения 750 до 3000 об/мин. Однако рабочие органы машины в большинстве случаем имеют небольшую час­тоту вращения n = 20-100 об/мин (барабан, лебедки, ведущий барабан ленточ­ного транспортера 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 изменении скорости;
• 
  предохранение деталей и узлов машин от поломки при перегрузках.

В данном курсовом проекте разрабатывается привод ленточного транспор­тера, состоящий из основных рабочих единиц: электродвигателя, муфты, редук­тора, барабана, опоры, основания привода.

^

1 Расчет привода

Определение потребной мощности

, (1)
где N P – мощность на рабочем валу;

- общий КПД привода:
; (2)

- КПД плоскоременной передачи, = 0.96 (табл. 4.1, );

- КПД зубчатого зацепления с коническими колесами, = 0.96 ;

- КПД зубчатого зацепления с цилиндрическими колесами, = 0.97;

- КПД подшипников, =0.99

= 0.98 0.78 0.97 0.99 3 = 0.87;


= 1490 Вт.
По приложению 8 выбираем ближайшее к N эд тип двигателя. принимаем двигатель типа 4А80B4У3 мощностью 1.5 кВт с синхронной частотой вращения n эд = 1500 об/мин. Отношение максимального момента к номинальному Т max / T min =2.0.
Определение общего передаточного числа привода

; (3)
Разбиваем передаточное отношение по ступеням привода

, (4)

где U рп - передаточное отношение плоско- ременной передачи, U рп = 3,

.
Определяем передаточное отношение каждой ступени редуктора
U к 2.0 …3.0 , принимаем U к =2.5; (5)


; (6)
Определяем частоту вращения каждого вала привода
n 1 = n эд = 1500 об/мин;

(7)

Расчет мощности на валах


(8)

Расчет крутящих моментов

(9)

Расчет ориентировочных диаметров валов

(10)
где [] – допускаемое напряжение кручения, = 12 10 6 Па;

2Выбор материала
Для того, чтобы спроектировать редуктор недорогой и небольших габаритов, выбираем для колеса и шестерни второй ступени сравнительно недорогую леги­рованную сталь 40Х, которая относится к группе материалов с твердостью НВ 350. По таблице 8.8 назначаем для колес термообработку: улучшение НВ 230 … 260; = 850 Мпа;

=550 Мпа; для шестерни первой ступени – азотирова­ние поверхности HRC 50…59 при твердости сердцевины HRC 26…30, =1000 Мпа; =800 Мпа.

Для шестерни второй ступени – улучшение 260…280 НВ при = 700 Мпа, = 950 Мпа;
Определение допускаемых напряжений
Контактная прочность, а, следовательно, предел контактной выносливости

определяется в основном твердостью рабочих поверхностей зубьев. Для ко­лес колес обеих ступеней:
= 2НВ 70 = 2 240 70 = 550 Мпа.

Для шестерни первой ступени:
= 1050 Мпа.
Для шестерни второй ступени:
= 2 240 70 = 610 Мпа.
Коэффициент безопасности (таблица 8.9, ) для второй ступени определя­ется: S H = 1.1; для первой S H = 1.2.

Число циклов напряжений для колеса второй ступени при С = 1 определяется по формуле

, (11)
где n – частота вращения вала, об/мин;

- срок службы передачи, тыс. ч.

По графикам ( рисунок 8.40) для колеса первой ступени НВ=245 (среднее) N н0 =1.5 10 7 , для шестерни второй ступени HRC 50…59 (=550 HB) N н0 =10 8 .

По таблице 8.10 К НЕ =0.25, так как редуктор работает с постоянной нагруз­кой в запыленном помещении.

Эквивалентное число циклов определяется по формуле


(12)
Для колеса второй ступени

Сравнивая N HE и N H 0 отмечаем, что для колеса второй ступени N HE > N H 0 . Так как все другие колеса вращаются быстрее, то аналогичным расчетом получим и для них N HE > N H 0 . При этом для всех колес передачи K HL =1.

Допускаемые контактные напряжения для колеса второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому. По формуле


; (13)

Для колеса первой ступени [

H ] 1 =500 Мпа, а для шестерни



Допускаемое контактное напряжение для первой ступени определяем по фор­муле 8.56

; (14)

По таблице 8.9 допускаемые напряжения изгиба

для колес обеих ступеней

для шестерни первой ступени:

для шестерни второй ступени:

Определим [

] формуле

(15)

где

- предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;

К FC - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения на­грузки, так как передача не реверсивная К FC =1 ;

К FL - коэффициент долговечности;

S F - коэффициент безопасности, S F =1.75 (таблица 8.9).

Предварительно определяем по формуле
N FE =K FE

(16)

и по таблице 8.10 для колеса второй ступени при m=6 и ранее найденных зна­чениях получим

N FE = 0.14 1.26 10 7 = 1.764 10 7 > N FG =4 10 6 .
В этом случае K FL =1. Аналогично и для всех колес и шестерен получим К FL =1.

Для обоих колес



для шестерни второй ступени

для шестерни второй ступени

Допускаемые контактные напряжения при кратко временной перегрузке – таблица 8.9 . Предельные контактные напряжения

Для колес обоих ступеней

Для шестерни второй ступени

Для шестерни первой ступени

Предельные напряжения изгиба

для обоих колес

для шестерни второй ступени

для шестерни первой ступени

^

3 Расчет тихоходной ступени

Вначале рассчитываем вторую прямозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора. Предварительный расчет выпол­ним по формуле:


(17)
где U T - передаточное отношение второй ступени, U T =1.5;

Е пр - приведенный модуль упругости;

-коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

Т 2 - крутящий момент на ведомом валу;

- коэффициент ширины шестерни относительно контактных напряже­ний.

По рекомендации , согласно таблице 8.4 принимаем

При этом по формуле


(18)

где

- коэффициент ширины шестерни относительно диаметра.

и по графику рисунка 8.15 находим

Далее по формуле 8.3 находим Е пр =2.1 10 5 Мпа. Ранее было найдено

= 500 Мпа и Т 4 =294.66 Н м.

В результате получаем

По ряду Rа 40 определяем и принимаем а 2 =150 мм.

Находим b w - ширину колеса второй ступени


(19)
По таблице 8.5 принимаем

и находим модуль по формуле


(20)
По таблице 8.1 назначаем m=2 мм.

Суммарное число зубьев


(21)



Число зубьев шестерни


(22)

Принимаем z 1 =26 .

Число зубьев колеса
Z 2 = - z 1 = 150 – 26 =124
Фактическое передаточное число
U 2 =

(23)

При этом



Делительные диаметры шестерни и колеса
d 1 = z 1 m = 26 2 = 52 мм; (24)
d 2 = z 2 m = 124 2 = 248 мм. (25)
Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям


(26)
Предварительно определяем


(27)
Окружная скорость
(28)
По таблице 8.2 назначаем девятую степень точности. По таблице 8.3 K HV =1.05. Ранее было найдено

. При этом K H =1.125 1.05 = 1.18.

По формуле (26), учитывая, что

, находим

Процент расхождения


%

Расхождение не более 4%, поэтому ширину колес принимаем b w =60 мм:

(29)

По графику рисунок 8.20 при х=0 находим для шестерни Y F 1 =3.95; для ко­леса Y F 2 = 3.75.

В нашем случае





Расчет выполняем по колесу

По графику (рисунок 8.15 ) =1.28. По таблице 8.3 K FV = 1.04. При этом K F =1.04 1.28 = 1.33.

Далее определяем


(30)
По формуле (29)

По формуле 8.73

^

4 Расчет быстроходной ступени

(31)

(33)
Определяем геометрические параметры.

Углы делительных конусов определяем по формуле 8.36


(34)
Тогда

(35)

Деле расчет ведем по параметрам среднего сечения, в котором для круго­вых зубьев нормальный модуль принимаем из стандартного ряда:

По графику рис 8.36

и далее,

.Округляем до це­лого значения

(36)

(38)

Округляем до стандартного и принимаем

Окончательно принимаем

(40)
Проверяем контактную прочность по формуле при

.

(41)

Предварительно определяем

По таблице 8.2 назначаем 9 степень точности. По таблице 8.3 с пониже­нием степени точности находим К HV =1.01, К FV =1.05. Получаем

К Н =К Нβ К Н v =1.01 1.05=1.05 (43)

По формуле 41

(44)

Окончательно принимаем b=20 мм
Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба
(45)
где Y F – коэффициент формы зуба;

K F – коэффициент расчетной нагрузки.
По графику рисунок 8.20 при х=0 находим для шестерни Y F 1 =3,97; для ко­леса Y F 2 = 3.75.

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше отношение

В нашем случае





Расчет выполняем по колесу

По таблице 8.3 K FV = 1.04. При этом K F =1.04 . По рекомендациям 8.9

(46)

По формуле (45)

Отмечаем, что для данной пары колес основным критерием работоспособно­сти является контактная, а не изгибная прочность.

Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку. По формуле 8.72

По формуле 8.73

Условия прочности соблюдаются.
^

5 Расчет на прочность валов и определение опорных реакций

Построение схемы нагружения зубчатых колес

Рисунок 2-Схема нагружения зубчатых колес коническо-цилиндрического редуктора и силы действующие в зацеплении

Строим расчетную схему сил, действующих на вал 1,и эпюру крутящих мо­ментов.

Рисунок 3-Расчетная схема ведущего вала и эпюра крутящих мо­ментов
Определяем действующие на вал 1 силы:

• 
  окружная сила

(47)

• 
  Радиальная сила

• 
  Осевая сила

• 
  сила от несоосности валов

(50)

F м и F t 1 , действующих на вал в вертикальной плоскости (рис 4).

Определяем опорные реакции:
(51)

Проверка: - реакции найдены верно.

Определяем наибольшие изгибающие моменты в опасных сечениях:
(53)
(54)
По результатам расчета строим эпюру изгибающих моментов от сил F м и F t 1 , действующих в вертикальной плоскости (рис 4).

Рисунок 4 - Эпюра изгибающих моментов от сил F м и F t 1 , действующих на вал 1 в вертикальной плоскости

Строим эпюру изгибающих моментов от сил F r 1 и F a 1 , действующих на вал 1 в горизонтальной плоскости (рис 5).
Определяем опорные реакции от силы F r 1:
(55)

(56)

Проверка: -

(57)

Определяем опорные реакции от силы F а1:


(58)

(59)

Проверка:

-

опорные реакции найдены верно.

Наибольший изгибающие моменты в в сече­ниях:
(60)

Для построения суммарной эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости определяем суммарные моменты в сечениях:

По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис5).

Рисунок 5 – Схема сил, действующих на вал 1 в горизонтальной плоскости
(61)

Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах.

Реакции в опорах от сил F r 1 ,F a 1 , действующих в горизонтальной плоскости:

(62)

Суммарная реакция в опорах от сил, действующих в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

Опора А:

(65)

Расчет промежуточного вала
Строим расчетную схему сил, действующих на вал 2 (рис.6).

Рисунок 6–Расчетная схема сил, действующих на промежуточный вал

Определяем силы, действующие в конической и цилиндрической парах:

На коническом колесе:

(66)
(67)
(68)

На цилиндрической шестерне:

(69)
(70)
Строим эпюру изгибающих моментов от сил

и F t 1 , действующих на промежуточный вал в вертикальной плоскости (рис 7).

Определяем опорные реакции:
(71)

Проверка: -

опорные реакции найдены верно.

Находим значения изгибающих моментов в характерных сече­ниях вала:

В месте посадки шестерни

Строим эпюру изгибающих моментов от сил

, действующих на промежуточный вал в горизонтальной плоскости (рис 7).
Определяем опорные реакции от силы:
(75)

Проверка: -

опорные реакции найдены верно.

Находим значения изгибающих моментов в горизонтальной плоскости в характерных сече­ниях вала:

В месте посадки шестерни

В месте посадки зубчатого колеса

Определяем полный изгибающий момент:
(79)
По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис7).

Рисунок 7– Схема сил, действующих на промежуточный вал в вертикальной (а,б) и горизонтальной (д) плоскостях; эпюры изгибающих и крутящих моментов(в,г,е) и продольных сил (ж)
Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах вала С и D:

(81)
Продольные силы, действующие на вал:

(82)

Расчет промежуточного вала
Строим расчетную схему нагружения вала 3 в вертикальной и горизонтальных плоско­стях (8).Силы, действующие на вал 3:

Строим эпюру изгибающих моментов ведомого вала в вертикальной плоскости от действия сил F t 3 и F м (рис. 8).

Определяем опорные реакции:
(83)

Проверка:-реакции найдены верно.

Находим значения изгибающего момента в горизонтальной плоскости в месте посадки зубчатого колеса:

Строим эпюру изгибающих моментов промежуточного вала в вертикальной плоскости от действия сил F t 3 и F м (рис. 8).

Определяем опорные реакции:
(86)

Проверка: -реакции найдены верно.

Находим значения изгибающих моментов в вертикальной плоскости в характерных сече­ниях вала:
- в месте посадки подшипника Е:

В месте посадки зубчатого колеса

Определяем полный изгибающий момент:
(90)
По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис8).

Рисунок 8– Схема сил, действующих на ведомый вал в вертикальной (а,б) и горизонтальной (д) плоскостях; эпюры изгибающих и крутящих моментов(в,г,е)
Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах вала E и F:

(91)
Опора F:

(92)
6 Определение запаса прочности валов
Определяем коэффициент прочности S в опасных сечениях валов


(93)

где - запас прочности на сопротивление усталости по изгибу;


(94)
- запас прочности усталости по кручению;


(95)
Для всех валов выбираем легированную сталь 40Х с термообработкой- улучшение.

Определяем пределы выносливости для всех валов:

Определяем максимальные напряжения

в опасных сечениях валов (ам­плитуды переменных составляющих) и постоянные составляющие

.

Напряжения изгиба


(97)

Напряжения кручения


(98)

Определяем коэффициенты для всех валов.

Эффективные коэффициенты концентрации на­пряжений при изгибе и кручении (таблица 15.6 ).

- коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, зависят от механических харак­теристик материала:

Для вала 1 (d = 20 мм)


(99)

(100)


- условие не удовлетворяется, (101) так как S 1 не входит в промежуток 1.5…3.0.
Для вала 2 (d = 30 мм)


(102)


(103)


- условие удовлетворяется, (104)

Для вала 3 (d =40 мм)


(105)


(106)


- условие выполняется (107)

так как S 2 входит в промежуток 1.5…3.0.
Для вала 1 (d = 15 мм)


(108)


(109)


- условие удовлетворяется, (110)

так как S 2 входит в промежуток 1.5…3.0.

^

7 Подбор подшипников качения

При подборе подшипников мы воспользовались следующими коэффициен­тами и формулами.

1 Данные об условиях работы подшипников качения:

N – частота вращения, ч;

L h – срок службы, ч;

L – долговечность, млн. об.;

2 Справочные данные коэффициентов для заданных условий работы под­шипников качения:

F h – коэффициент долговечности;

F n – коэффициент, определяемый по частоте вращения;

V – коэффициент вращения;

K d – коэффициент динамический (безопасности);

K t – коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника.

3 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;

С 0 – 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.

4 Расчетные данные подбора подшипников качения.

Подбор подшипников качения производится по динамической грузоподъем­ности из условия, что расчетная динамическая грузоподъемность С р < С.


(111)

Результаты подбора и расчета подшипников качения целесообразно предста­вить в виде таблицы.

Таблица 1 – Подбор подшипников качения

Пунктa	Обозначение Параметров	Стра­ницы в спра­воч- нике	Вал редуктора
			Ведущий 1	Промеж. 2	Ведомый 3
			Диаметры концов вала под под­шипники
			d 1 =15мм	d 2 =30мм	d 3 =30мм
	n, об/мин ,млн.об. F r =R наиб, Н F a =R ос, Н		500	200	42 5000 12.8 1447
	f h	127	1.745	1.745	1.745
	Серия ПК С, кН {	200 113 113	7204	2007106	2007108
	C p < C,%		3106 15	6380 24.4	3183 8.9

^

8 Определение основных размеров крышки и корпуса редуктора

Размеры основных элементов крышки и корпуса редуктора приведены в таб­лице 2.

Таблица 2- Размеры основных элементов крышки и корпуса редуктора

Параметры
Толщина стенки корпуса редуктора	=0.04a w 2>8= 150 0.04 8=10мм.
Толщина стенки крышки	1 = 0.032a wT 2>8= 0.032 160 2=8мм.
Толщина верхнего фланца корпуса	S = 1.5=1.5 8 =12мм.
Толщина нижнего фланца корпуса	S = 1.5= 1.5 8=12мм.
Толщина нижнего пояса корпуса (без бобышки)	Р = 2.35= 2.35 8 =19мм.
Толщина ребер основания корпуса	р =(0.8…1)= 0.9 8=8мм
Толщина ребер крышки	р1 =(0.8…1) 1 =0.8 8=6мм
Диаметры болтов фундаментальных у подшипников соединяющих основание корпуса с крыш­кой соединяющих смотровую крышку	d=(0.7…0.75)d ф =0.7 16=12мм d 1 =(0.5…0.6)d ф =0.5 16=8мм. d s =(0.3…0.4)d ф =0.35 16=6мм.
Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болтов	М12 С=18 мм. М16 С=21 мм.
Ширина нижнего и верхнего поясов основания корпуса	М12 К=33 мм. М16 К=39 мм.
Ширина опорной поверхности нижнего фланца	m = K 1.5= 51 мм.
Минимальный зазор между колесом и корпусом	= 1.2= 1.2 8= 10 мм.
Высота центров	Н 0 =1.06а w = 1.06 160 = 170мм
Размеры элементов в зависимости от d ф	d отв =17 мм, D = 24 мм,

^

9 Расчет плоскоременной передачи

Дано: N = 1.3 кВт; n 1 = 1500 об/мин; n 2 = 500 об/мин.

Диаметр меньшего шкива определяем по формуле Саверина:


(112)
Округляем до ближайшего значения по стандартному ряду диаметров чугун­ных шкивов D 1 = 90 мм.

Диаметр ведомого шкива с учетом относительного скольжения

:


(113)
Принимаем D 2 = 270 мм.

Уточняем передаточное отношение


(114)
уточняем



Расхождение с заданным 0.8 % (при допускаемом 3 %).

Определяем скорость ремня:


(115)
Окружное усилие


(116)
Допускаемое полезное напряжение (удельное окружное усилие на единицу площади поперечного сечения ремня):


(117)
где k 0 – коэффициент для горизонтально расположенных передач, при

.

С 0 – для горизонтальных передач С 0 = 1.

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

Предварительно определим межосевое расстояние:

а = 2(D 1 D 2) = 2(90 270) =720 мм.
Угол обхвата на малом шкиве:


(118)
Зная , определяем коэффициент :


(119)
С v – коэффициент, учитывающий влияние скорости V:
(120)
С р – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи, в

Нашем случае С р = 1. .

Допускаемое удельное осевое окружное усилие будет

Необходимая площадь поперечного сечения ремня:



Из условия

следует, что толщина ремня должна быть не больше 125/40 = 3 мм, число прокладок толщиной 1.25мм (без прослоек) не больше 2

Принимая во внимание, что с уменьшением толщины ремня его долговеч­ность увеличивается, выбираем ремень типа В с двумя прокладками и толщиной мм.

Ширина такого ремня:


мм.
Ближайшее значение по стандарту в = 60 мм.

Расчетная длинна ремня (без учета припусков на соединение концов)


(121)
Число пробегов ремня в секунду:



Расчет долговечности Т ремня основан на анализе кривых скольжения, опи­сываемых уравнением:


(122)
где N ,баз – базовое число циклов, N баз = 10 7 ,

N - суммарное число циклов за весь расчетный срок службы ремня.


(123)
С i – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения,

Для нашего случая С i = 1.

Для плоских прорезиненных ремней

Н/мм 2 .

Максимальное напряжение, возникающее в сечении ремня при на бегании его на шкив меньшего диаметра:
(124)
где

- напряжения от предварительного натяжения в преде­лах от 1.6 до 2.0 Н/мм 2 , среднее значение

Н/мм 2 .

- напряжение изгиба при огибании меньшего шкива,

Е = 200 Н/мм 2 .

- напряжение от центробежных сил,

Н/мм 2 ,

Где р – плотность ремня, р = 1100 кг/м 3 .

Тогда
Н/мм 2 .
Долговечность ремня:


(125)

Определяем силы, действующие в ременной передаче.

Предварительное натяжение каждой ветви:
(126)
Натяжение ведущей ветви:


Н. (127)

Натяжение ведомой ветви


Н. (128)
Проверяем окружное усилие:
Р = S 1 –S 2 =613 – 144 = 469 H (129)
Давление на вал:

(130)
Максимальное начальное натяжение принимают в 1.5 раза больше:

^

10 Выбор шпонок

На валах в местах крепления деталей, передающих крутящий момент, выполняют шпоночный паз, размеры которого, а также размеры шпонок стандартизованы.

На колесо ведомого вала выбираем шпонку 12 х 8 х56 СT CЭВ 189-75.

(131)
где Т - передаваемый крутящий момент;

D – диаметр вала;

H – высота шпонки;

T 1 – глубина паза вала;

L p – длина шпонки;

[ см ] – допускаемое напряжение смятия, [ см ] =120 МПа.

На коническое колесо промежуточного вала выбираем шпонку 12 х 8 х56 СT CЭВ 189-75.

Выбранную шпонку проверим на смятие:
(132)

Принимаем симметрично 2 шпонки.

На шкив ведущего вала выбираем шпонку 6 х 6 х 25 СТ СЭВ 189-75.

На муфту ведомого вала выбираем шпонку 10 х 8 х 50 СТ СЭВ 189-75.

Принимаем симметрично 2 шпонки.

^

11 Выбор посадок деталей

На всех соединениях сборочных чертежей должны быть поставлены посадки, которые выставляют в зависимости от условий работы и назначения механизма, их точности, условий сборки.

Внутреннего кольца подшипника ведущего вала  17 L0;

Внутреннего кольца подшипника промежуточного вала  25 L0;

Внутреннего кольца подшипника ведомого вала  30 L0;

Зубчатое колесо тихоходной ступени на вал 35 Н7;

Шестерни тихоходной ступени на вал 30 Н7;

Распорная втулка на ведущий вал  20 E9;

Зубчатое колесо быстроходной ступени на вал  30 Н7;

Шестерни быстроходной ступени на вал  21 Н7;

Распорной втулки на промежуточный вал  28 E9;

Распорной втулки на ведомый вал  32 E9;

Наружные кольца подшипников с корпусом редуктора  40 Н7,  62 Н7,  72 Н7.

^

12 Выбор муфты

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.

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение колес на высоту зуба. Объем масляной ванны принимаем из расчета 0.5 дм 3 на 1 кВт передаваемой мощности V м = 0.5 2.9 = 1.45 дм 3 . Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.

Вязкость масла выбираем в зависимости от окружной скорости. В быстроход­ной паре V =2.19 м/с при рекомендуемой вязкости масла

сСт; в тихоходной V = 0.5 м/с при рекомендуемой вязкости масла

сСт. Среднее значение

сСт. По рекомендации литературы выбираем масло авиационное МС – 20.

Способ подвода масла к зацеплению – картерный.
^

14 Порядок сборки редуктора

Перед сборкой внутреннею полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов вала:

На ведомый вал насаживают маслоудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретых в масле до 80-100 С;

В ведомый вал закладывают шпонку 12х8х25 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, маслоудерживающее кольцо и устанавливают шарикоподшипники, нагретые в масле;

Сборку промежуточного вала производят аналогично.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывают предварительно поверхность стыка крышки и корпуса спиртовым лаком.

Для центровки устанавливают крышку на корпусе с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышку подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловые зазоры. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают сальниковые уплотнения. Проверяют проварачиваемость валов, отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Затем ввинчивают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе, установленным техническими условиями.

Литература

1 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.

2 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.

3 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.

4 Иванов М. Н. «Детали машин» Учебник для студентов высших технических учебных заведений – 5-е изд. перераб. – М.: Высшая школа, 1991-383с.

5 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.

6 Бейзельман Р. Д., Цыпкин Б. В., Перель Л. Я. «Подшипники качения. Справоч­ник.» Изд – 6-е, перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1975-572с.