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.
пояснительная готова1.doc
СодержаниеВведение 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
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)
(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
F r =R наиб, Н F a =R ос, Н | 500 | 200 | 42 5000 |
||
f h | 127 | 1.745 | 1.745 | 1.745 |
|
Серия ПКС, кН
| 200 113 | 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
| d=(0.7…0.75)d ф =0.7 16=12мм 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.
Соглашение об использовании материалов сайта
Просим использовать работы, опубликованные на сайте , исключительно в личных целях. Публикация материалов на других сайтах запрещена.
Данная работа (и все другие) доступна для скачивания совершенно бесплатно. Мысленно можете поблагодарить ее автора и коллектив сайта.
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Подобные документы
Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса и крышки. Проверка долговечности подшипников. Уточненный расчет валов. Выбор сорта масла. Посадки деталей редуктора.
курсовая работа , добавлен 18.01.2008
Выбор электродвигателя привода. Расчет основных параметров редуктора, конической и цилиндрической зубчатой передачи. Предварительный и уточненный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса. Проверка долговечности подшипников. Этапы компоновки редуктора.
курсовая работа , добавлен 23.10.2011
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет тихоходной и быстроходной ступеней, зубчатых передач редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатых колес. Размеры корпуса редуктора, его эскизная компоновка.
курсовая работа , добавлен 27.09.2012
Описание устройства и работы привода двухступенчатого цилиндрического редуктора; выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Расчёт передач валов, муфт, подбор подшипников. Конструирование зубчатых колес, элементов корпуса; сборка редуктора.
курсовая работа , добавлен 14.10.2011
Выбор электродвигателя. Расчет тихоходной и быстроходной ступени прямозубых цилиндрических передач. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора. Проверка долговечности подшипников, прочности шпоночных соединений. Технологический процесс сборки редуктора.
курсовая работа , добавлен 03.06.2015
Выбор электродвигателя и его обоснование. Кинематический и силовой расчет привода, его передач. Размеры зубчатых колес, корпуса редуктора. Проверка долговечности подшипников, шпоночных соединений. Уточненный расчет валов. Выбор посадок деталей редуктора.
курсовая работа , добавлен 19.06.2014
Кинематический расчёт привода коническо-цилиндрического редуктора. Расчёт клиноременной передачи привода, зубчатых конической и цилиндрической передач. Эскизная компоновка редуктора, расчёт валов на сложное сопротивление, проверочный расчёт подшипников.
курсовая работа , добавлен 14.10.2011
Конструктивно оформляют червяк, зубчатые и червячное колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготавливают данные для проверки прочности валов и других деталей, и соединений.
Компоновочный чертеж червячно-цилиндрического редуктора выполняют в двух проекциях при снятой крышке редуктора, желательно в масштабе 1:1.
Порядок выполнения следующий.
Вычерчивают червяк, шестерню, червячное и зубчатое колеса по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняют как правило насадной.
Конструируют узел быстроходного вала:
а) используя первый этап компоновки, вычерчивают отдельные участки вала-червяка по найденным ранее размерам;
б) вычерчиваю в разрезе подшипник качения;
в) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчивают мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1 – 2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец;
Промежуточный вал устанавливают на двух радиально – упорных шарикоподшипниках легкой серии. При заданных условиях работы привода подходят радиально – упорные шарикоподшипники легкой серии №36209.
Червячное колесо и шестерня крепятся на валах с помощью ненапряженных призматических шпонок. Для их фиксации в осевом направлении предусматривают буртики и распорные втулки. Вычерчивают подшипники качения в разрезе, между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчивают мазеудерживающие кольца.
Узел тихоходного вала конструируют аналогично ведущему валу редуктора. Длину выходного конца вала согласовывают с длинной полумуфты.
Для фиксации зубчатого колеса на валу с одной стороны предусматривают буртик, с другой – распорную втулку.
Затем для подшипников всех валов подбирают крышки по наружному диаметру подшипника и закрепляют их болтами.
Рис. 3.7. Компоновка двухступенчатого червячно-цилиндрического редуктора
Использованная литература
1. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин. – Харьков: Вища школа, 1988. – 142с., ил.
2. Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. 7-е изд., М.: Высш.шк., 2001. – 447с., ил
3. Курсовое проектирование деталей машин/В.В.Кудрявцев, Ю.А. Державин и др. – Л.: Машиностроение, 1984.-400с.
4. Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высш.шк., 1999-383с., ил
5. Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Черновский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд. – М.: Машинострение. 1988. – 416с.
6. Малашенко В.О., Янків В.В. Деталі машин. Курсове проектування. – Львів: «Новий світ-2000». 2004. – 232с.
7. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов. 2-ое изд. – К.:Вища школа. 1990. – 151с., ил.
8. Підшипники кочення. Навчально-довідковий посібник. Допущено міністерством освіти і науки України як навчальний посібник для студентів вищих навчальних закладів. / Архипов О.Г., Кравцова Е.М., Галабурда Н.І. – Луганськ: вид-во СНУ. 2005. – 150с.
9. Архипов О.Г., Кравцова Е.М., Галабурда Н.І. Основи конструювання і розрахунку деталей і вузлів механізмів. Допущено міністерством освіти і науки України як навчальний посібник для студентів вищих навчальних закладів. – Луганськ. Вид-во СНУ ім. В.Даля. 2006. – 488с., іл.276, табл.75.
10. Детали машин. Методические указания к расчёту радиальных и радиально- упорных подшипников качения / Архипов А.Г., Кравцова Э.М., Галабурда Н.И. – Северодонецк, СТИ. 2008.-32с.
11. Кравцова Е.М. Деталі машин. Методичні вказівки до курсового проектування. СТІ. 2005.
12. Методические указания к оформлению курсового проекта по дисциплинам кафедры ОТД. / А.Г. Архипов, Э.М.Кравцова, Н.И. Галабурда, Г.А. Усенко. – Северодонецк: Из-во СТИ. 2005. 27с
13. Методические указания «Первый этап компоновки редуктора» для самостоятельной работы студентов дневной и заочной форм обучения / Кравцова Э.М. – Северодонецк, Из-во СТИ. 2010. 70с.
|