Кинематический расчет и выбор электродвигателя

u_ф= d₂/ d₁( 1-ε )                                                                                     (2.27)

u_ф=355/100(1-0,015)=3,6

∆u= u_ф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3%

Определяем межосевое  расстояние α, мм

α≥0,55(d₁ + d₂ ) +h(H)            (2.28)

где, h(H)=8 – высота сечения ремня  по таблице К31 [1;с.440]

α≥0,55(100+355)+8=258,25

Определяем расчетную длину ремня L

L=2α+π/2(d₁ + d₂ )+(d₂ – d₁)2/4 α                                                        (2.29)

L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100) 2/4·258=1293 мм

Принимаем L=1250 мм, по таблице  К31                                   [1;с.440]

Уточняем значение межосевого расстояния

α=1/8[2L-π (d₂ +d₁)+√[ 2L-π (d₂ +d₁)]2 -8(d₂ – d₁) 2]                                     (2.30)

α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)] 2 -8(355-100) 2]=354 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм для увеличения натяжения ремней.

Определяем угол обхвата ремней ведущего шкива

α₁ = 180º - 57º (d2 – d1)/α                                                                    (2.31)

α₁ = 180º- 57º (355- 100)354 - 57º =127º>120º

Определяем частоту  пробегов ремня

U=u/L

U=4,97/1250=0,004 с ^-1                                                                         (2.32)

Определяем скорость ремня υ,м/с

υ=πd₁n₁/60·103                                                                                      (2.33)

υ=3,14·100·950/60·103=4,97≤25 м/с

Определяем допускаемую мощность

Р=Р о*С_Р*Сα*С₁*Сz                      (2.34)               

где, Р о=0,67 кВт – допускаемая  приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89]

С_Р=1 – коэффициент динамической нагрузки;

Сα=0,95 – коэффициент  угла обхвата;

Сυ =1,04 – коэффициент  влияния от натяжения от центробежных сил;

Сz=0,9 – коэффициент числа ремней в комплекте

С₁=1 – коэффициент влияния отношения L/l                          [1;с.82]

Р=0,67·1·0,95·1,04·0,9=0,52 кВт

Определяем количество клиновых ремней

z=Р_ном/Р                                                                                                 (2.35)

z=2,32/0,52=4,46 кВт

Принимаем z=4

Определяем силу предварительно натяжения ремня

Fo=850 Р_ном С₁/ zυ Сα СР                                                                   (2.36)

Fo=850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109 Н

Определяем окружную силу

F_t= Р_ном103/υ

F_t= 2,32·103/4,97=466 Н                                                                     (2.37)

Определяем  силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей    

F₁= Fo + F_t/2z                                                                                       (2.38)

F₁=109+466/2·4=167 Н

Определяем силу давления ремней на вал

F_on=2 Foz·sin α₁/2                                                                                 (2.39)

F_on=2·109·4· sin127º/2=780 Н        

Результаты расчета сводим в  таблицу 3

Таблица 3 – Параметры клиноременной  передачи, мм

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Частота пробегов в ремне U	0,004 с-1
Сечение ремня	А	Диаметр ведущего шкива d1	100
Количество ремней z	4	Диаметр ведомого шкива d2	355
Межосевое расстояние α	354	Максимальное напряжение σmax	10 МПа
Длина ремня L	1250	Предварительное натяжение ремня Fo	109 Н
Угол обхвата малого шкива α1	127º	Сила давления ремня на вал Fon	780 Н

3. Предварительный расчет  валов редуктора

Предварительный расчет валов редуктора  ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени  вала : ее диаметр и длину. Ведущий  вал

                  (3.1)

=27,4 мм

где Т₂=82,9 Нм, вращающий момент на валу

τ _adm = 30 МПа

Принимаем диаметр выходного конца вала d_в1=30 мм

Диаметр вала под подшипники принимаем d_п1=35 мм

Рисунок 1 – Конструкция ведущего вала

 

вал ведомый

где Т₃=321,7 Нм, вращающий момент на валу

τ _adm = 30 МПа

Принимаем d_в2=40 мм

Диаметр вала под подшипники принимаем d_в2=45 мм

Диаметр под зубчатое колесо d_к2=50 мм

Диаметр буртика d₂=55 мм

Рисунок 2 – Конструкция  ведомого вала

электродвигатель шпонка подшипник вал

Конструктивные размеры  шестерни и колеса

Шестерня выполняется  за одно целое с валом

d₁=56 мм

d_а1=60 мм

d_f1=51 мм

b₁=60 мм

Колесо кованное

d₂=224 мм

d_а2=228 мм

b₂=56 мм

Диаметр ступицы

dст=1,6 d_к2

dст=1,6·50=80 мм

Длина ступицы

L ст=(1,2…1,5) d_к2

L ст=(1,2…1,5)50=60..75                                                                                (3.2)

Принимаем L ст=70 мм

Толщина обода

δ=(2,5…4) m_n                                                                                                    (3.3)

δ=(2,5…4)2=5…8 мм

Принимаем δ=8 мм

Толщина диска                                                                                                 (3.4)

С=0,3 b₂

С=0,3·56=16,8

Принимаем С=18 мм

4. Эскизная компоновка

Компоновку проводят в2 этапа.1-ый этап служит для приближенного определения  положения зубчатых колес и звездочки  относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Примерно посередине листа параллельно  его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем 2 вертикальные линии  – оси валов на расстоянии α_W =140 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и  колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом, длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,2 δ . Принимаем зазор окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ . Назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии.

Таблица – 4 Шарикоподшипники радиальные однорядные, мм ГОСТ 8338-75

УО подшипников	d	D	В	Грузоподъемность,кН
				Сo	Сor
207	35	72	17	22,5	13,7
209	45	85	19	32,2	18,6

5. Подбор и проверочный  расчет шпонок

Для соединения вала с деталями передающих вращение, кручение принимаем призматические шпонки из стали имеющие σв≥600 МПа  – сталь 45, по таблице 8.9 [4;с.171].Длину шпонки назначаем из стандартного ряда, так чтобы она была несколько меньше длины ступени.

Таблица5 – Шпонки призматические, мм ГОСТ 23360-78

Диаметр вала, d	Сечение вала	Глубина паза вала t1	Глубина паза втулки t1	Фаска º
30		5	3,3	0,25 – 0,40
50		5	3,3	0,25 – 0,40
40		5	3,3	0,25 – 0,40

Вал ведущий, d=30 мм

Расчетная длина шпонки

Принимаем L=30 мм

Напряжение смятия

Вал ведомый

Для ступени вала под колеса при 

Принимаем L=55 мм

Напряжение смятия

 

Для ступени вала под муфту при 

Принимаем L=60 мм

 

 

6. Расчёт элементов  корпуса

Толщина стенок корпуса и крышки

δ=0,025 а+1                                                                                        (6.1)

δ=0,025·140+1=2,5 мм

Принимаем δ=8мм

δ₁=0,02 а+1

δ₁=0,02·140+1=3,8 мм                                                                         (6.2)

Принимаем δ₁=8мм

Толщина фланцев поясов корпуса  и крышки для верхнего пояса

L₁=1,5 δ₁                                                                                                 (6.3)

L₁=1,5·8=12мм

Для нижнего пояса крышки

L=1,5 δ                                                                                                    (6.4)

L=1,5·8=12мм

р=2,35 δ                                                                                                    (6.5)

р=2,35·8=19мм

принимаем р=20мм

Толщина ребер основания корпуса

m=(0,85…1) δ                                                                                            (6.6)

m=(0,85…1) 8=6,8…8

принимаем m=7мм

Диаметр болтов фундаментных

d₁=(0,03…0,036) а+12                                                                                   (6.7)

d₁=(0,03…0,036) ·140+12=16,2…17мм

Принимаем болты с резьбой М16

Крепящую крышку к корпусу у  подшипников

d₂=(0,07…0,75) d₁                                                                                        (6.8)

d₂=(0,07…0,75) 16=11,2…12мм

Принимаем болты с резьбой М12

Соединяющие крышку с корпусом

d₃=(0,5…0,6) d1                                                                                           (6.9)

d₃=(0,5…0,6) 16=8…9,6

Принимаем болты с резьбой М8

Размер определяющей положение  болтов d₂

е=(1…1,2) d₂                                                                                               (6.10)

е=(1…1,2) 12=12…14,4

q≥0,5 d₂+ d₃                                                                                             (6.11)

q≥0,5·12+8=14

7. Подбор и расчёт  муфты

Выбираем муфту по ГОСТ 20884-82 –  упругая муфта с торообразной оболочкой

Таблица 6 – Параметры муфты, мм

Тadm	d вала	D муфты	L	L1
500	40	280

=2Т3/(πD12 δ)≤ τ_adm=0,5 Мпа                                                                (7.1)

D₁=0,75 D                                                                                                   (7.2)

D₁=0,75 ·280=210мм                                                                                  (7.3)

δ=0,05·D=0,05·280=14мм

=2·321,7·103/(3,14·2102·14)0,33 МПа≤τ_adm=0,5МПа

 

8. Расчетные схемы ва лов

Вал ведущий

Исходные данные:

Т₂=82,9 Нм;

Ft₁=2872 Н;

Fr₁=1158 Н;

Fn₁=780 H;

 

Рисунок 4 – Расчётная схема  ведущего вала

Вертикальная плоскость

Реакция опор

∑М_А=0; -Fn₁·0,031+ Fr₁·0,054-R_BY·0,108 =0;

∑М_В=0; -Fn₁·0,139-Fr₁·0,054+R_АY·0,108 =0;

Проверка:

∑Fi=-Fn₁+R_АY-Fr₁+R_BY=-780+355-1158+1583=0

Изгибающие моменты в сечениях вала

Строим эпюру Мх

Горизонтальная плоскость

Реакции опор

R_АХ = R_ВХ =Ft₁/2=2872/2=1436 Н

Изгибающие моменты в сечениях вала

 

Строим эпюру Му

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении вала по формуле

          (8.1)

Крутящий момент

Т=Т₂=82,9 Нм

Вал ведомый

Исходные данные

Т₃= 321,7Нм;

Ft₂= Ft₁=2872 Н;

Fr₂= Fr₁=1158 Н;

Рисунок 5 – Расчетная схема  ведомого вала

 

Вертикальная плоскость

R_DY= R_CY=Fr₂/2=1158/2=579

Изгибающие моменты в сечениях вала

Строим эпюру Му

Горизонтальная плоскость

Проверка:

Изгибающие моменты в сечениях вала

Определяем суммарный изгибающий момент в сечении вала

Крутящий момент

Т=Т₃=321,7 Нм

9. Подбор подшипников  качения

Вал ведущий

Предварительно принимаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии 207 по ГОСТ 8338-7, Сr=20,1 кН; Соr=13,9кН

Определяем коэффициент влияния  осевого нагружения

                (9.1)

Принимаем коэффициенты по таблице 9.3                          [1; с.133])

Х=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки;

Y=1,31 - коэффициент осевой нагрузки;

е=0,34 - коэффициент осевого нагружения;

V=1 – коэффициент вращения

Определяем осевые составляющие радиальной нагрузки

                                                                                                          (9.2)

                                                                                                     (9.3)

                                                                             (9.4)