Привод электромеханический

ωдв=3,14 ·950/30=99,43 с-1 =ω1

                                         ω2=3,14·380/30=39,773 с-1  

      ωрм=3,14·162,39/30=16,996 с-1

     

 

 

3.4 Рассчитываем крутящий момент на валах привода, Тдв, Н·м,  по формуле

Тдв=Рдв/ ωдв           (3.8)

Тдв= 4000/99,43 =40,21 Нм

    

Т1=Р1/ ω1                                                                   (3.9)

Т1=3880/39,773 =97,529 Нм

    

Т2=Р2/ ω2                                                                    (3.10)

Т2=3725/16,996 =219,158 Нм

    

Тр.м= Рр.м/ ωр.м.,                                                          (3.11)

Тр.м=3448/16,996=202,863 Нм

 

    Полученные результаты расчётов заносим в таблицу 1.

 

 

Таблица 1.-Результаты расчётов

 

Вал	Мощность, Р кВт	Частота вращения, n мин-1	Угловая скорость, ω 1/с	Вращающий момент, Т Н·м
Двигатель	4	950	99,43	40,21
Быстроходный вал	3,88	380	39,773	97,529
Тихоходный вал	3,725	162,39	16,996	219,158
Рабочая машина	3,448	162,39	16,996	202,863

 

 

 

  

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4 РАСЧЁТ  ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

Расчёт зубчатой передачи выполняется на ЭАМ.

Исходные данные для расчёта зубчатой передачи на ЭВМ сведены в таблицу 2.

Таблица 2 – Исходные данные для расчёта зубчатой передачи

 

Наименование параметра	Единица величины	Значения
Ресурс (срок службы)	час	30000
Частота вращения колеса	об/мин	162,39
Номер типового режима нагружения		0
Вращающий момент на валу колеса	Н·м	219,16
Степень точности		7
Угол наклона зубьев	Град	11
Передаточное число		2,5
Материал зуб. колес                              Шестерни                              Колеса	1, 3, 8
Коофициент ширины зуб. венца		0,4
Коофициент смещения                             Шестерни                             Колеса		0 0

 

 

Результаты расчётов расчётов смотри на страницах 10, 11.

Вывод:

Из всех вариантов расчета на ЭВМ наиболее подходящий вариант 2.Приемлемые размеры у колеса 199,67 мм и относительно малом межосевом расстоянии 139,56мм. Это влияет на размеры редуктора.

 

 

 

 

 

 

 

 

5 РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

       Расчёт цепной  передачи представленного редуктора  осуществляется на ЭВМ по трем  различным вариантам.

Основываясь на результатах расчёта (см. ниже), а именно на габаритных размерах передачи, на выполнении условий прочности и на пропорциональности элементов привода принимаем первый вариант исполнения цепной передачи передачи.

 

Таблица 3 – Исходные данные для расчёта цепной передачи

 

Наименование величины	Обозначение величины	Индификатор	Величина Измерений	Величина
Коэффициент динамической нагрузки	Кд	К3		1
Коэффициент наклона передачи	Кя	К4		1
Коэффициент регулировки натяжения цепи	Крег	К5		1
Коэффициент учитывающий характеристики смазки	Ксм	К6		1,5
Коэффициент режима	Креж	К7		1
Межосевое расстояние	a	A	Мм	0
Крутящий момент на ведущей звёздочке	Т1	Т1	Нм	219,16
Частота вращения ведущей звёздочки	n1	N1	Об/мин	162,39
Число рядов цепи	R	R		1,2,3
Передаточное число	U	UØ		2,34

 

 

Результаты расчётов смотри на страницах 13, 14.

 

 

 

 

 

 

 

6 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ  РАСЧЁТ ВАЛОВ

 

6.1 Проектировочный  расчёт быстроходного вала

 

Так как проектируемый быстроходный вал (рис. 4.1) изготавливаем заодно с шестерней, то для изготовления вала принимаем тот же материал, что и для изготовления шестерни, т. е. углеродистую конструкционную сталь 45 (термообработка – улучшение).

Определяем диаметр выходного конца быстроходного вала d, м, по формуле [1, с.45]

                                                 

                                        (6.1)    

где Т – вращающий момент на валу, Н∙м;

По диаметру вала электродвигателя принимаем диаметр выходного конца вала:

                                     d1= 0,8* dдв =0,8*32=25,6мм (Примем d1 =30мм)

 

 Длину  этого участка вала принимаем  основываясь на длине шпонки  необходимой для передачи вращающего  момента от шкива на вал, таким  образом длина выходного конца  вала:

                                            lвых=1,2* d1 =1,2*30=36мм (Примем lвых =58мм)

 

 

Рисунок 6.1 Проектный эскиз быстроходного вала

 

Диамерт вала под подшипником:

dп =d1 +5=30+5=35 мм (Примем dп =35 мм)

 

 

 

6.2 Проектировочный  расчёт тихоходного вала

 

Проектируемый тихоходный вал (рис. 6.2) изготовляем из углеродистой конструкционной стали 45 (термообработка – улучшение).

Определяем диаметр выходного конца тихоходного вала d2, мм, по формуле [1, с.45]

     

где Т – вращающий момент на валу, Н∙м

                                                

 

Принимаем диаметр выходного конца тихоходного вала 36 мм. Далее ориентируясь на принятый минимальный диаметр вала и на диаметр, принятый при прочностных расчётах шпоночного соединения (см. п.8.3), определяем размеры выходного конца вала. Так как выходной конец тихоходного вала соединяется с валом рабочей машины с помощью муфты c торообразной оболочкой (см. п.14), то его размеры согласуем с соответствующими размерами стандартных муфт. Таким образом, имеем: длину выходного участка вала l1=58 мм.

     Диамерт вала под подшипником:

                                                dп =d2 +5=36+5=41 мм (Примем dп =45 мм)

 

           Диамерт  вала под колесом:

                                                   dк= dп +5= 45+5=50 мм.

          

            Диаметр буртика колеса:

                                                   dб = dк +5= 50+5=55 м

 

                               Рисунок 6.2 Проектный эскиз тихоходного  вала

 

 

 

 

7 ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

 

Учитывая рекомендации [1, с.50] и направления действия сил в зацеплении, для тихоходного и быстроходного валов примем шарикоподшипники однорядные легкой серии по ГОСТ 8338-79 №207 и №209.

 Используем  подшипники класса точности 0, так  как подшипники более высокой  точности применяют для опор  валов, требующих повышенной точности  вращения или работающие при  особо высоких частотах, к тому  же применение подшипников более  высоких классов точности увеличивает  стоимость изделия.

Параметры выбранных подшипников представлены в таблице 4.

 

Таблица 4. Параметры подшипников

№ подшипника	d	D		B	С		С0
	мм					кН
207	35		72	17	25,5		13,7
209	45		85	19		33,2		18,6

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8 ОПРЕДЕЛЕНИЕ  КОНСТРУКТИВНЫХ  РАЗМЕРОВ

ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА.

   8.1. Шестерня  изготовлена заодно с валом.

 aw =139,56мм, d1 =79,46мм, β =10, b1 =62мм, m=2мм, z1=39

 

       8.2. Колесо зубчатое.

 d2 =199,67мм, β =10мм, b2 =57мм, m=2мм, z2 =98 

 

dст.=1,6* dк2=1,6*50=80мм-диаметр ступицы

 

lcт=(0,8..1,5)* dк2=(0,8..1,5)* 50=40…75мм-длина ступицы (примем lcт=60мм)

 

S= 2,5*m+2=2,5*2+2=7мм-ширина торца (примем S=7мм)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9 ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОНСТРУКТИВНЫХ  ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА

9.1Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнений и для обеспечения смазки.

Как правило, корпус редуктора изготовляют литым из чугуна СЧ10 или СЧ15.

Основание корпуса и крышку фиксируют двумя коническими штифтами, по таблице 11.4 [1, c. 84].  Основание и крышку корпуса соединяют болтами.

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора, δ1 , δ2, мм, определяется по формуле

 

δ1=0,025*а+1=0,025*139,56+1=4,5мм

δ2=0,02*а+1=0,032*129,97+1=3,6мм

примем δ=8.

толщина верхнего и нижнего фланца редуктора

b1=b2=1,5* δ=12мм

толщина нижнего пояса редуктора

р=2,35* δ=2,35*8=19мм

толщина ребер редуктора

m=(0,85..1)* δ=6..8 (примем m=8)

диаметр фундаментных болтов редуктора

d1=(0,03..0,036)*a+12=16,2..17 (примем d1=М16)

диаметр болтов

а) у подшипников d2=(0,7..0,75)* d1=11,2..12 (примем d=M12)

б) соединяющих корпус с крышкой d3=(0,5..0,6)*d1=8..9,6 (примем d3=М10)

 

9.2 Конструирование крышек подшипников 

 

8.2.1Крышка  на быстроходном валу. Dп=72мм

Диаметр фланца Dф= Dп+(4..4,4)d=104..107,2мм

По рекомендации (с.128, Дунаев)

При Dп=72мм; d=8мм; δ=6; z=4; c=d=8, тогда Dф=105мм

δ1=1,2δ=7,2мм (примем δ1=7мм)

δ2=(0,9..1)δ=5,4..6(примем δ2=6мм)

 

9.2.3 Крышка  на тихоходном валу.

Dп=85мм

Диаметр фланца

Dф= Dп+(4..4,4)d=117..120,2мм

По рекомендации (с.128, Дунаев)

При Dп=85мм; d=8мм; δ=6; z=4; c=d=8, тогда Dф=120мм

δ1=1,2δ=7,2мм (примем δ1=7мм)

δ2=(0,9..1)δ=5,4..6(примем δ2=6мм)

 

 

10 РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

 

Эскиз шпоночного соединения приведен на рисунке 9.1

 

Рисунок 9.1

 

10.1.Быстроходный вал.

Шпонка  на выходном конце быстроходного вала, d1 =30мм,lвых1=58мм,        lр= lвых1-(5..10)=53..48 (примем lр=45мм)

[σ]=100МПа

bxh=8x7, t1=4мм

Шпонки предназначены для закрепления деталей на валах и осях и передачи вращающего момента.

Призматическая шпонка выбирается в зависимости от диаметра вала, на который насаживается деталь по ГОСТ 23360 – 78, по таблице 10.1

[1, c. 77].

Длину шпонки назначают из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы (примерно на 5 – 10 мм).