II вал (быстроходный вал коническо-цилиндрического редуктора). Вращение на этот вал передается при помощи клиноременной передачи

кВт ;

об/мин;

рад/с;

_.

III вал (тихоходный вал коническо-цилиндрического редуктора). Вращение на этот вал передается при помощи самого редуктора

кВт;

об/мин;

рад/с;

Н·м.

IV вал (приводной вал). Вращение на этот вал передается при помощи муфты, кроте того, вал опирается на пару подшипников качения

кВт;

;

рад/с;

Н·м.

4.4 Выбор коническо - цилиндрического редуктора и упругой муфты

Для выбора редуктора необходимо знать: крутящий момент на тихоходном валу T=981 Н∙м, передаточное отношение редуктора u_ред=6,3.

Выбираем редуктор [11, с. 494, таблица 19; 20]:

КЦ1-250-V-2-ЦУ2 по ГОСТ 15150-69

Выбрали редуктор с частотой вращения n =1000 об/мин, крутящий момент на тихоходном валу T=1186,6 Н·м, передаточное отношение редуктора u_ред =6,3.

Рисунок 11 – Схема коническо - цилиндрического редуктора

Таблица 3 – Габаритные и присоединительные размеры коническо-цилиндрических редукторов типа КЦ1

Муфту выбираем по двум параметрам:

1. Крутящий момент муфты Т_м=Т_III=0,981 кН∙м;

2. Диаметры сопрягаемых валов d_ред=55 мм, d_пр=58 мм.

Этим параметрам удовлетворяет упругая втулочно-пальцевая муфта 1000-55-2-58-1 ГОСТ 21424-93.

1, 2 – полумуфты, 3 – палец, 4 – втулка упругая, 5 – шайба для пальцев ГОСТ 9649-78, 6 – шайба стапорная с носком ГОСТ 13465-77, 7 – гайка по ГОСТ 5915-70

Рисунок 12 – Муфта упругая втулочно-пальцевая

Таблица 4 - Параметры и размеры, мм, упругих втулочно-пальцевых муфт

4.5 Расчёт передачи

Рисунок 13 – Схема клиноременной передачи

Исходные данные:

1. _{Передаточное отношение uрп=3,0;}

2) Мощность на ведущем валу = 6,4 кВт;

3) Крутящий момент на ведущем валу Т_І = 63,7 Н·м.

(12)

Определяем расчетный передаваемый крутящий момент ,

_,

где С_р - коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим ее работы. Для среднего режима работы и 3-х сменной работе С_р=1,6 [3, с. 37, таблица Б4]. Тогда

Т_1р = 63,7 ·1,6 = 101,9 Н·м.

В зависимости от полученной величины Т_1р выбираем два ближайших сечения ремня: С и Б. Дальнейшие расчеты будем проводить для этих двух сечений, обозначая расчетные параметры соответствующими индексами. Для этих сечений расчетный передаваемый крутящий момент Т_{1р С}=200-600 Н∙м и Т_{1р Б}=50-150 Н∙м, минимальный диаметр ведущего шкива d_{1 min С}=200 мм и d_{1 min Б}=125 мм, рабочая высота ремня Н_{р С}=4,8 мм и Н_{р Б}=11 мм. Все данные приведены в таблице Б5 /3, с. 38/.

Действительный диаметр ведущего шкива выбираем, исходя из условия d₁≥d_1min по ГОСТ 20889-88 принимаем d_1С=200 мм, d_1Б =125 мм.

Определяем расчетный диаметр ведомого шкива

; (13)

;

.

Действительный диаметр ведомого шкива выбираем исходя из условия:

, по ГОСТ 20889-88 принимаем d_2Б=355 мм, d_2С=560 мм

[3, с. 38, таблица Б6]

Определяем действительное передаточное отношение проектируемой передачи U

, (14)

где ε–коэффициент упругого скольжения. ε =(0,01÷0,02) [с.14, 3]

;

Определяем минимальное межосевое расстояние а_{min ,}мм

(14)

;

Определяем расчетную длину ремня L_р, мм

, (15)

=1351,7 мм;

=2195,2 мм.

Действительную длину ремня выбираем исходя из условия L_p≤Lпо ГОСТ 1284.3- 96 принимаем L_Б=1400 мм, L_С=2240 мм.

Для выбранных сечений и длин ремней выбираем по таблице Б7/3, с. 38/ значение коэффициента С_L, учитывающего длину ремня, C_{L С}=0,9;

C_{L Б}=0,9.

Определяем межцентровое расстояние а, мм

а =а_min+0,5(L-L_р) (16)

=275+ 0,5(1400-1351,7)=299,2 мм,

=418+0,5(2240-2195,2)=440,4 мм.

Определяем угол обхвата ремнем меньшего шкива α,°

, (17)

;

.

По таблице Б8 /3, с. 39/ в зависимости от полученных углов обхвата определяем значение коэффициента С_α, учитывающего влияние угла обхвата.

Для обоих сечений С_α =0,89.

Определяем скорость ремня υ, м/с

(18)

где n₁ – частота вращения.

Определяем число ремней передачи Z, по формуле

(19)

где С_К – коэффициент, учитывающий количество ремней в передаче.

Принимаем С_К=1.

N₀ – мощность, передаваемая одним ремнем, кВт.

В соответствии с таблицей Б9 /4, с. 39/ для сечения С при диаметре ведущего шкива d₁=200 мм и скорости υ_А=4,5 м/с , N_{0 A}=4,59 кВт, для сечения Б при диаметре ведущего шкива d₁=125 мм и скорости υ_Б=6,2 м/с N_{0 Б}=1,6 кВт.

Число ремней должно быть целым и не превышать числа, приведенные в таблице Б5 /3, с. 38/. Принимаем z_Б=4,

Анализ результатов расчета показывает, что целесообразнее по конструктивным соображениям принять ремень типа Б с числом ремней 3, тип ремня С не подходит, т.к. количество ремней типа С превышает максимальное число ремней этого типа.

Определяем окружное усилие F_{t Б}, Н

Определяем предварительное натяжение ремня F₀, Н

(20)

где φ=0,45-0,55 – коэффициент тяги.

Определяем силу, нагружающую валы передачи, F, Н