Выбор привода электрического двигателя

для шестерни 1:

s_{F max1}=s_F1× =51,3×1,4=71,82 мПа

для колеса 2:

s_{F max2}=s_F2× =57,26×1,4=80,164 мПа

[s_{F max}]₁=2,74·Н_НВ1=2,74·285,5=782,27 мПа>s_Fmax1=71,82 мПа

[s_{F max}]₂=2,74×Н_НВ2=2,74·248,5=680,89 мПа>s_{F max2}=80,164 мПа

Условие выполняется  как для шестерни, так и для  колеса.

 

 

 

 

 

3   РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

 

Исходные данные:

а) мощность на валу ведущей  звёздочки P₁=Р_III=5.42 кВт;

б) частота вращения ведущей  звёздочки n₁=n_III=90,14 мин^-1;

в) передаточное число u_ц = 2

г) условия эксплуатации (работа без пыли, передача открытая, расположение-под углом α=55˚, работа в одну смену, смазка удовлетворительная, натяжение цепи не предусматривается).

 

3.1 Выбор типа приводной цепи

 

Рассчитываемая цепная передача является последней ступенью привода. Поэтому при небольшой скорости движения она будет испытывать значительные нагрузки. Выбираем приводную роликовую цепь.

 

3.2 Выбор чисел зубьев звездочек

 

Меньшая звёздочка является ведущей, а большая- ведомой.

Число зубьев меньшей звёздочки роликовой цепи

z₁=29-2·u_ц 13

z₁ =29-2·2=25

Принимаем: z₁ =25,   z₂ = z₁·u_ц = 25·2 = 50

Так как предпочтительно  выбирать нечётное число зубьев звездочек, принимаем z₂=51, z₁=24.

Для того, чтобы роликовая цепь в процессе изнашивания не соскакивала с большой звёздочки, необходимо выполнения условия

z₂=51 ≤z_2max = 120 , выполняется.

Фактическое передаточное число

u_ц.ф=z₂/z₁=51/25=2,04

Отклонение u_ц.ф от u_ц

D u_ц= , что допустимо.

 

3.3 Предварительное определение межосевого расстояния

 

По соображениям долговечности  цепи предварительно величину межосевого расстояния будем принимать в диапазоне а=(50…30)р_ц, где р_ц-шаг цепи, мм.

 

3.4 Определение коэффициента эксплуатации

 

Коэффициент динамической нагрузки: k_д=1,3 (нагрузка переменная);

Коэффициент межосевого расстояния: k_а=1 [для а=(30…50)р_ц];

Коэффициент способа  смазки: k_с=1;

Коэффициент наклона передачи к горизонту: k_H=1;

Коэффициент режима работы: k_реж=1;

Коэффициент способа  регулировки натяжения цепи: k_рег=1.25;

Коэффициент эксплуатации:

 

k_э= k_д· k_а· k_с· k_н· k_реж· k_рег= 1,3·1·1·1·1 ·1.25= 1,63.

 

3.5 Определение коэффициентов k_z и k_n

 

Коэффициент числа зубьев

k_z=z₀₁/z₁=25/25=1

Частота вращения n₁=90,14 мин^-1. Ближайшая частота вращения n₀₁=100 мин^-1. Тогда коэффициент частоты вращения

k_n=n₀₁/n₁=100/90,14=2,222

 

3.6 Выбор цепи

 

Расчетная мощность, передаваемая однорядной цепью для проектируемой передачи

P_p=P₁·k_э·k_z·k_n=5,42·1,63·1·2,222=19,63 кВт

Ближайшая большая допустимая расчетная мощность по таблице 1П.30 является 34,8 кВт для однорядной цепи 1ПР-38,1-127000 с шагом p_ц=38,1 мм.

Проверим делительные  диаметры звездочек

Определим делительный  диаметр тяговой звездочки

Т.к. условия соблюдаются, определяем параметры для однорядной цепи.

Скорость цепи

v= 1,434 м/с

При v=1,434 м/с назначаем для цепи густую внутришарнирную смазку (качество смазки II).

 3.7 Определение межосевого расстояние и длины цепи

 

Следуя рекомендациям  при u_ц=2 принимаем а=35·p_ц=35·38,1=1334 мм.

Длина цепи в шагах  или число звеньев цепи

Округляем до целого четного числа L_p=108.

Для принятого значения L_p уточняем а:

Так как цепная передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи, расчетное межосевое расстояние а уменьшают на величину Dа=(0,002...0,004)а. Тогда окончательнае величина межосевого расстояния а=1324-4=1320 мм.

3.8 Силы в цепной передаче и требования монтажа

Окружная сила

Коэффициент провисания цепи k_f=1

Масса 1 метра цепи 1ПР с шагом 38,1 мм составляет 5,5 кг, т.е. погонная масса q=5,5 кг/м.

Натяжение цепи от силы тяжести  провисания ведомой ветви

 

F_q=k_f·a·q·g =1·1,32·5,5·9,81=71,221 H

 

Натяжение цепи от центробежных сил

 

F_v=q V²=5,5 ·1,434²=11,31 H

Разрушающая нагрузка цепи 1ПР с шагом р_ц=38,1 мм по таблице 1П31

F_p=127 kH=127000 Н

Уточним расчетный коэффициент  запаса прочности цепи

Допускаемый коэффициент прочности цепей S_доп=7,8.

Цепь 1ПР-38,1-127000 подходит, так как S=25,42> S_доп=7,8.

Нагрузка на валы цепной передачи

 

F_ц=k_м F_t=1.05·3779,64=3968,622 H

где   k_м=1,05-при угле наклона передачи более 40⁰.

При монтаже цепной передачи предельное отклонение DS(мм) звёздочек от одной плоскости и предельные углы их смещения δ, перекоса валов γ и их скрещивания β (град) определяются по формулам:

DS=(1,2…1,4) =(1,2…1,4) =1,38…1,61 мм;

δ=(0,07…0,15)/ =0,06…0,13˚;

γ=(0,1…0,2)/ =0,09…0,17˚;

β=(0,05…0,1)/ =0,04…0,09˚. 

4 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И                                   ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ

ИХ СТУПЕНЕЙ. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР

            ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

 

4.1 Выбор материала валов и подшипников

 

Для изготовления быстроходного, промежуточного и тихоходного валов  выбираем материал Сталь 40Х.

  В качестве опор валов редуктора используются  шариковые радиальные однорядные подшипники, поставленные по схеме 1 “враспор”.

       

4.2 Разработка конструкции тихоходного (выходного) вала

На тихоходном валу установлено  насадное цилиндрическое колесо тихоходной ступени редуктора и на выходном конце вала закрепляется ведущая звёздочка цепной передачи.

Определим предварительный  диаметр выходного конца вала (под ступицей ведущей звездочки), т.е. диаметр первой ступени:

d_t=

По ГОСТ12080-66 на размеры  концов цилиндрических валов d_t=d=d₁=50 мм.

Длина конца тихоходного вала l_t=l₁=82 мм (исполнение 2-короткие).

Вторая ступень предназначена  для установки подшипника и служит одновременно в качестве буртика для упора ступицы ведущей звёздочки. Размер фаски в отверстии ступицы звёздочки f=2 мм. Тогда диаметр второй ступени, исходя из обеспечения надежного осевого фиксирования ступицы звездочки:

d₂ d₁+2h_б.зв=50+2×4=58 мм

где   h_б.зв=2·f=2·2=4 мм – высота буртика для упора ступицы звёздочки.

Согласовываем этот диаметр с диаметрами внутренних колец подшипников и принимаем d₂ = 60 мм.

Для возможности снятия левого подшипника должно выполняться  условие

d₂>d₁+2(h-t₁)+1=50+2(9-5,5)+1=58 мм

где    h=9 мм – высота шпонки;

         t₁=5,5 мм – глубина паза вала.

Окончательно принимаем d₂ =60 мм.

По таблице 2П.11 выбираем шариковый  радиальный подшипник средней серии 312 (ГОСТ 8338-75), имеющий следующие данные:

а) размеры:

    d=d₂=60 мм; D=130 мм; В=31 мм; B=26мм; r=3,5мм.

б) грузоподъемность:

     динамическая С_r=81,9 кН

     статическая C_0r=48,0 кН

Определим размеры третьей ступени, являющейся буртиком (заплечиком) для левого подшипника. Тогда диаметр третьей ступени d₃=d_б.п=71 мм.

Определим диаметр шестой ступени, учитывая, что правый подшипник должен быть такого же размера , как и левый. Соответственно d₆=d₂=60 мм.

Перепад диаметров пятой и шестой ступеней принимаем минимальным.

d₅=d₆+5=60+5=65 мм.

В отверстии ступицы цилиндрического  колеса, устанавливаемого на пятой  ступени, принимаем фаску размером f=2 мм (для d₂=65 мм).

Тогда диаметр наружной поверхности распорного кольца со стороны ступицы цилиндрического колеса (выполняет роль буртика для колеса)

d_б.ц=d₅+2 h_б.ц=65+2×4=73 мм

где  h_б.ц=2 f=2·2=4 мм – высота буртика для цилиндрического колеса;

Выполняем распорное кольцо цилиндрическим с диаметром наружной поверхности:

d_p=d_б.ц=73 мм

Диаметр буртика вала слева от ступицы  цилиндрического колеса (четвёртая ступень):

d₄=d_p=73 мм

Канавки для выхода шлифовального круга , выполняемые между ступенями имеют одинаковые размеры:

c_k=5 мм; h_k=0,5 мм; r_k=1,6 мм.

 

4.3 Разработка конструкции промежуточного вала

 

На промежуточном валу заодно целое выполнена косозубая  шестерня тихоходной цилиндрической ступени и установлено насадное косозубое колесо быстроходной ступени редуктора.

Определим предварительный  диаметр под колесом

d =

По ряду Ra40 примем d₂=d=38 мм.

Между  ступицей колеса и правым подшипником предполагаем установку распорного кольца. С целью снижения концентрации напряжений предусматривается минимальный перепад диаметров d₁ и d₂ соответственно первой и второй ступеней вала. Принимаем d₁=35 мм, что соответствует диаметрам d внутренних колец подшипников качения. Исходя из размера d₁ выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии 307 (ГОСТ 8338-75).

Имеющий следующие данные:

а) размеры

     d=d₁=35 мм; D=80 мм; В=21 мм; r=2,5  мм.

б) грузоподъемность

      динамическая С_r=33,2 кН

      статическая C_0r=18,0 кН

С целью унификации принимаем левый подшипник такого же размера.

Наружный диаметр распорного кольца со стороны подшипника

d_б.п=43…44 мм

Размер фаски в отверстии  ступицы насадного цилиндрического  колеса

f=1,2 мм

Тогда наружный диаметр  распорного кольца:

d_б.к d₂+2h_б.к=38+2·2,4=44,8 мм

h_б.к=2f=2·1,2=2,4  мм

Выполняем распорное кольцо цилиндрическим наружным диаметром d_р= =d_б.п=d_б.к=45 мм.

Третья ступень служит в качестве буртика для упора ступицы колеса:

d₃= d_б.к=45 мм

Четвертая ступень цилиндрическая шестерня, размеры которой определены ранее.

d₅=d_p=45 мм

Диаметр шестой ступени

d₆=d₁=35 мм

Размеры канавок:

c_k=3 мм; h_k=0,25 мм; r_k=1,0 мм.

4.4 Разработка конструкции быстроходного (входного) вала

Быстроходный вал выполнен  как одно целое с косозубой цилиндрической шестерней. Определим предварительный диаметр концевого участка вала являющегося первой ступенью:

 

d=

Согласуя диаметр вала с диаметром вала выбранного электродвигателя, примем диаметр равный d₁=36 мм, выберем длину конца вала l=80 мм.

Диаметр фаски f=1,2 мм.

Высота буртика второй ступени вала:

h_б=2·f=2·1,2=2,4 мм

Тогда диаметр буртика

d_б d+2h_б=36+2·2,4=40,8 мм

Принимаем d₂= d_б=45 мм, что соответствует диаметру отверстия внутреннего кольца шарикового радиального однорядного подшипника средней серии 309 (ГОСТ 8338-75).

Имеющий следующие данные

а) размеры

     d=d₁=45 мм; D=100 мм; B=25 мм; r=2,5 мм

б)   грузоподъемность

      динамическая С_r=52,7 кН

      статическая C_0r=30,0 кН

Треть ступень является буртиком для подшипника

d₃=55мм

Канавки для выхода шлифовального круга, выполняемые между ступенями имеют одинаковые размеры

Размеры канавок

c_k=3мм; h_k=0.25мм; r_k=1.0мм

 

4.5 Выбор муфты

 

Так как быстроходный вал редуктора соединяется с  валом электродвигателя, то для этого выберем муфту. Вал электродвигателя диаметром d_э = 38 мм, длиной l = 80 мм. Конец быстоходного вала редуктора диаметром d₁ = 36 мм, длиной l = 80 мм. Расчётный вращающий момент для выбора муфты при коэффициенте режима нагрузки К_р = 1,5 (конвейер цепной):

Т_р = К_р · Т_м =1,5 · 56,71 =85,1 Н·м < T = 250 Н·м.

С учётом полученных значений принимаем:

                Муфта упругая втулочно-пальцевая

                 250-38-1-36-3 УЗ ГОСТ 21424-93.

 

5  КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

 

5.1 Конструирование колеса быстроходной ступени

 

В результате ранее выполненных  расчетов были получены следующие данные:

d₂=254 мм; d_а2=258 мм; d_f2=249 мм; b₂=34 мм; m=2мм; β₂=12,454⁰; z₂=124.

В качестве способа изготовления колеса выбираем свободную ковку. Определяем основные размеры колеса:

а) Обод:

    - толщина S=4·m_n=4×2=8 мм, принимаем S=10 мм;

    - ширина b₂=34 мм

б) Ступица:

     - диаметр  внутренний  d=d₂=38 мм

где d₂-диаметр быстроходного вала под колесом

      - диаметр  наружный  d_ст=1,55×d=38×1,55=58,9 мм

      - длина l_ст=(1,0…1,2)d= (1,0...1,2)×38=38...45,6 мм, принимаем l_ст=40 мм.

в) Диск:

    - толщина С=0,35·b₂=0,35·34=12 мм;

     - радиус  скругления R>1мм;

    Размеры фасок на торцах зубьев f₃=1 мм и в отверстии ступицы f=1,2 мм,

примем угол фасок  на торцах зубьев  α_ф=45⁰.

 

5.2 Конструирование колеса тихоходной ступени

 

В результате ранее выполненных расчетов были получены следующие данные:

d₂=266,65 мм; d_а2=271,65 мм; d_f2=260,4 мм; b₂=54 мм; m=2,5 мм; β₂=17⁰; z₂=102.

В качестве способа изготовления колеса выбираем свободную ковку. Определяем основные размеры колеса:

а) Обод:

    - толщина S=4·m_n=4×2,5=10 мм

    - ширина b₂=54 мм

б) Ступица:

     - диаметр внутренний  d=d₅=65 мм

где d₅-диаметр тихоходного вала под колесом

      - диаметр наружный  d_ст=1,55×d=65×1,55=100,75 мм

      - длина l_ст=(1,0…1,2)d= (1,0...1,2)×65=65...72 мм, принимаем l_ст=70 мм.

в)  Диск:

     - толщина С=0,35·b₂=0,35·54=19 мм;

     - радиус скругления  R>1мм;

    Размеры фасок на торцах зубьев f₃=1,6 мм и в отверстии ступицы f=2 мм,

примем угол фасок на торцах зубьев  α_ф=45⁰.

 

6 КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗВЕЗДОЧЕК ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

При расчете цепной передачи были получены следующие параметры