Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор с плоско-ременной передачей - файл пояснительная готова1.doc


Двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор с плоско-ременной передачей
скачать (590.4 kb.)

Доступные файлы (7):

1.dwg
2.dwg
3.dwg
4.dwg
пояснительная готова1.doc1205kb.22.05.2004 22:44скачать
Специ1.doc80kb.13.01.2005 09:03скачать
Специ2.doc81kb.23.05.2004 00:48скачать

содержание
Загрузка...

пояснительная готова1.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...




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 NP – мощность на рабочем валу;

- общий КПД привода:
; (2)

- КПД плоскоременной передачи, = 0.96 (табл. 4.1, [1] );

- КПД зубчатого зацепления с коническими колесами, = 0.96 ;

- КПД зубчатого зацепления с цилиндрическими колесами, = 0.97;

- КПД подшипников, =0.99

Тогда

= 0.98 0.78 0.97 0.993 = 0.87;
= 1490 Вт .
По приложению 8 [1] выбираем ближайшее к Nэд тип двигателя. принимаем двигатель типа 4А80B4У3 мощностью 1.5 кВт с синхронной частотой вращения nэд = 1500 об/мин. Отношение максимального момента к номинальному Тmax / Tmin =2.0.
Определение общего передаточного числа привода

; (3)
Разбиваем передаточное отношение по ступеням привода

, (4)

где Uрп- передаточное отношение плоско- ременной передачи, Uрп = 3,

.
Определяем передаточное отношение каждой ступени редуктора
Uк 2.0 …3.0 , принимаем Uк =2.5; (5)
; (6)
Определяем частоту вращения каждого вала привода
n1 = nэд = 1500 об/мин;

(7)

Расчет мощности на валах
(8)

Расчет крутящих моментов

(9)



Расчет ориентировочных диаметров валов

(10)
где [] – допускаемое напряжение кручения, [] = 12 106 Па ;



2 Выбор 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 [4] 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, [4]) для второй ступени определя­ется: SH = 1.1; для первой SH = 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 ([4] рисунок 8.40) для колеса первой ступени НВ=245 (среднее) Nн0=1.5 107, для шестерни второй ступени HRC 50…59 ( =550 HB) Nн0=108.

По таблице 8.10 [4] КНЕ=0.25, так как редуктор работает с постоянной нагруз­кой в запыленном помещении.

Эквивалентное число циклов определяется по формуле
(12)
Для колеса второй ступени

Сравнивая NHE и NH0 отмечаем, что для колеса второй ступени NHE > NH0. Так как все другие колеса вращаются быстрее, то аналогичным расчетом получим и для них NHE > NH0. При этом для всех колес передачи KHL=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 [4]

; (14)


По таблице 8.9 [4] 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;

КFC- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения на­грузки, так как передача не реверсивная КFC=1 [4];

КFL- коэффициент долговечности;

SF- коэффициент безопасности, SF=1.75 (таблица 8.9).

Предварительно определяем по формуле
NFE=KFE (16)

и по таблице 8.10 [4] для колеса второй ступени при m=6 и ранее найденных зна­чениях получим

NFE= 0.14 1.26 107= 1.764 107 > NFG=4 106.
В этом случае KFL=1. Аналогично и для всех колес и шестерен получим КFL=1.

Для обоих колес

для шестерни второй ступени


для шестерни второй ступени


Допускаемые контактные напряжения при кратко временной перегрузке – таблица 8.9 [4]. 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 UT- передаточное отношение второй ступени, UT=1.5;

Епр- приведенный модуль упругости;

-коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

Т2- крутящий момент на ведомом валу;

- коэффициент ширины шестерни относительно контактных напряже­ний.

Условимся обозначать здесь и далее предварительно выбранные или рассчи­танные параметры дополнительным индексом- штрихом.

По рекомендации [4], согласно таблице 8.4 принимаем При этом по формуле
(18)

где - коэффициент ширины шестерни относительно диаметра.

и по графику рисунка 8.15 [4] находим

Далее по формуле 8.3 [4] находим Епр=2.1 105 Мпа. Ранее было найдено = 500 Мпа и Т4=294.66 Н м.

В результате получаем

По ряду Rа 40 определяем и принимаем а2=150 мм.

Находим bw- ширину колеса второй ступени
(19)
По таблице 8.5 [4] принимаем и находим модуль по формуле
(20)
По таблице 8.1 [4] назначаем m=2 мм.

Суммарное число зубьев
(21)

Число зубьев шестерни
(22)


Принимаем z1 =26 .

Число зубьев колеса
Z2 = - z1 = 150 – 26 =124
Фактическое передаточное число
U2 = (23)

При этом

Делительные диаметры шестерни и колеса
d1 = z1 m = 26 2 = 52 мм; (24)
d2 = z2 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 [4] назначаем девятую степень точности. По таблице 8.3 [4] KHV=1.05. Ранее было найдено . При этом KH=1.125 1.05 = 1.18.

По формуле (26), учитывая, что , находим

Процент расхождения
%

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


Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба
(29)
где YF – коэффициент формы зуба;

KF – коэффициент расчетной нагрузки.
По графику рисунок 8.20 [4] при х=0 находим для шестерни YF1 =3.95; для ко­леса YF2 = 3.75.

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

В нашем случае

Расчет выполняем по колесу

По графику (рисунок 8.15 [4]) =1.28. По таблице 8.3 [4] KFV= 1.04. При этом KF=1.04 1.28 = 1.33.

Далее определяем
(30)
По формуле (29)


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 [4]


По формуле 8.73 [4]


Условия прочности соблюдаются.

^

4 Расчет быстроходной ступени



(31)

По рекомендациям к формуле (31 [4]) принимаем

(32)



(33)
Определяем геометрические параметры.

Углы делительных конусов определяем по формуле 8.36 [4]
(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[4] и далее, .Округляем до це­лого значения

(36)

(37)

(38)

Округляем до стандартного и принимаем



Окончательно принимаем



(39)

(40)
Проверяем контактную прочность по формуле при .

(41)

Предварительно определяем

(42)

По таблице 8.2[4] назначаем 9 степень точности. По таблице 8.3 с пониже­нием степени точности находим КHV=1.01, КFV=1.05. Получаем

КННβКНv=1.01 1.05=1.05 (43)


По формуле 41



(44)

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

KF – коэффициент расчетной нагрузки.
По графику рисунок 8.20 [4] при х=0 находим для шестерни YF1 =3,97; для ко­леса YF2 = 3.75.

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

В нашем случае

Расчет выполняем по колесу

По таблице 8.3 [4] KFV= 1.04. При этом KF=1.04 . По рекомендациям 8.9[4]



Далее определяем

(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 [4]


По формуле 8.73 [4]

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


(48)

  • Осевая сила


(49)


  • сила от несоосности валов

(50)

Строим эпюру изгибающих моментов от сил Fм и Ft1, действующих на вал в вертикальной плоскости (рис 4).

Определяем опорные реакции:
(51)


(52)


Проверка: - реакции найдены верно.

Определяем наибольшие изгибающие моменты в опасных сечениях :
(53)
(54)
По результатам расчета строим эпюру изгибающих моментов от сил Fм и Ft1, действующих в вертикальной плоскости (рис 4).


Рисунок 4 - Эпюра изгибающих моментов от сил Fм и Ft1, действующих на вал 1 в вертикальной плоскости

Строим эпюру изгибающих моментов от сил Fr1 и Fa1, действующих на вал 1 в горизонтальной плоскости (рис 5).
Определяем опорные реакции от силы Fr1:
(55)



(56)



Проверка: -

опорные реакции найдены верно.

Наибольший изгибающие моменты в в сече­ниях:
(57)

Определяем опорные реакции от силы Fа1:
(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
Определяем полный изгибающий момент:
(61)

Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах.

Реакции в опорах от сил Fr1,Fa1, действующих в горизонтальной плоскости :

(62)



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

Опора А:

(63)

Опора В:

(64)

Продольные силы, действующие на вал:



(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 Ft1, действующих на промежуточный вал в вертикальной плоскости (рис 7).

Определяем опорные реакции:
(71)



(72)



Проверка: -

опорные реакции найдены верно.

Находим значения изгибающих моментов в характерных сече­ниях вала:

- в месте посадки шестерни

(73)

- в месте посадки зубчатого колеса

(74)

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



(76)




Проверка: -

опорные реакции найдены верно.

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

- в месте посадки шестерни

(77)

- в месте посадки зубчатого колеса

(78)

По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис7).

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:

Опора C:

(80)

Опора 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 Ft3 и Fм (рис. 8).

Определяем опорные реакции:
(83)

(84)



Проверка:-реакции найдены верно.

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

(85)

Строим эпюру изгибающих моментов промежуточного вала в вертикальной плоскости от действия сил Ft3 и Fм (рис. 8).

Определяем опорные реакции:
(86)

(87)



Проверка: -реакции найдены верно.

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

(88)

- в месте посадки зубчатого колеса

(89)

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:

Опора E:

(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:

МПа (96)

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 [4] ).

- 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 S1 не входит в промежуток 1.5…3.0.
Для вала 2 (d = 30 мм)
(102)
(103)
- условие удовлетворяется, (104)

так как S2 входит в промежуток 1.5…3.0.

Для вала 3 (d =40 мм)
(105)
(106)
- условие выполняется (107)

так как S2 входит в промежуток 1.5…3.0.
Для вала 1 (d = 15 мм)
(108)
(109)
- условие удовлетворяется, (110)

так как S2 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;

Lh – срок службы, ч;

L – долговечность, млн. об.;

Fr – радиальная нагрузка, Н;

Fa – осевая нагрузка, Н.

2 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.

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;

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.

4 Расчетные данные подбора подшипников качения.

Подбор подшипников качения производится по динамической грузоподъем­ности из условия, что расчетная динамическая грузоподъемность Ср < С.
(111)



где Р – эквивалентная нагрузка,

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

Таблица 1 – Подбор подшипников качения


Но­мер

пунктa


Обозначение

параметров


Стра­ницы

в спра­воч-

нике [4]

Вал редуктора

Ведущий 1

Промеж. 2

Ведомый 3


Диаметры концов вала под под­шипники

d1=15мм

d2=30мм

d3 =30мм


1

n, об/мин

Lh, ч

,млн.об.

Fr=Rнаиб, Н

Fa=Rос, Н




500

5000
150

Fra=153H

Frb=1482H

166Н

200

5000
60

Frc=1814H

Frd=1801

345H

42

5000
12.8
1447



2

fh

fn

V



127

125

112

115

112

1.745

0.361

1

2.2

1

1.745

0.456

1

2.2

1

1.745

0.635

1

2.2

1



3

Серия ПК


С, кН

С0, кН

Fa/VFr

e



{

200


113
113

7204

21

13

0.12

0,37

1

0


2007106

27

19.9

0.19

0.19

0.4

2.5

2007108

40

28.4

-

-



4





Cp < C,%




3106
15

15

6380
24.4

11

3183
8.9

7


^

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

=0.04aw+2>8=

=150 0.04+8=10мм.

Толщина стенки крышки

1 = 0.032awT+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


М16

d=(0.7…0.75)dф=0.7 16=12мм
d1=(0.5…0.6)dф=0.5 16=8мм.

ds=(0.3…0.4)dф=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

Н0 =1.06аw= 1.06 160 = 170мм

Размеры элементов в зависимости от dф

dотв =17 мм, D = 24 мм,

r = 5



^

9 Расчет плоскоременной передачи



Дано: N = 1.3 кВт; n1 = 1500 об/мин; n2 = 500 об/мин.

Диаметр меньшего шкива определяем по формуле Саверина:
(112)
Округляем до ближайшего значения по стандартному ряду диаметров чугун­ных шкивов D1 = 90 мм.

Диаметр ведомого шкива с учетом относительного скольжения :
(113)
Принимаем D2 = 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 k0 – коэффициент для горизонтально расположенных передач, при [3].

С0 – для горизонтальных передач С0 = 1.

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

предварительно определим межосевое расстояние:

а = 2(D1 + D2) = 2(90+270) =720 мм.
Угол обхвата на малом шкиве:
(118)
Зная , определяем коэффициент :
(119)
Сv – коэффициент, учитывающий влияние скорости V:
(120)
Ср – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи, в

нашем случае Ср = 1. [4].

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, Nбаз = 107,

N - суммарное число циклов за весь расчетный срок службы ремня.
(123)
Сi – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения,

для нашего случая Сi = 1.

Для плоских прорезиненных ремней Н/мм2.

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/мм2, среднее значение Н/мм2.

- напряжение изгиба при огибании меньшего шкива, Е = 200 Н/мм2.

- напряжение от центробежных сил, Н/мм2,

где р – плотность ремня, р = 1100 кг/м3.

Тогда
Н/мм2.
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 = S1 –S2 =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.

Выбранную шпонку проверим на смятие:
(131)
где Т - передаваемый крутящий момент;

d – диаметр вала;

h – высота шпонки;

t1 – глубина паза вала;

lp – длина шпонки;

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



Принимаем симметрично 2 шпонки.

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.

Согласно рекомендациям литературы [6] принимаем посадки:

- 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.

На ведомый вал, на основании рекомендации в литературе, ставим муфту уп­ругую втулочно-пальцевую МН5 с 450 Н м.
^

13 Выбор смазки




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 2.9 = 1.45 дм3. 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 [6] 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.

Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее торцевым креплением. Винт торцевого крепления стопорят специальной планкой.

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.


Скачать файл (590.4 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru