Проектирование привода проводниковой лебедки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проектирование привода проводниковой лебедки

Задание №3

Выполнить кинематический расчет привода, подобрать стандартный электродвигатель, выполнить проектный и проверочный расчет редуктора, подобрать смазку, определить силы в зацеплении, выполнить геометрический расчет.

1-электродвигатель; 2 -муфта упругая; 3 -зубчатая цилиндрическая передача (редуктор) ;

4 -цепная передача; 5 -проводниковый барабан.

Вариант 9:

F=4,00 Kн

D = 0,30 м

V= 3,60 м/с

1.Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Определяем мощность P IV, BT:

P IV = F*V

P IV =4000 * 3,6= 14400 Вт

n IV - частота вращения .

n IV [минЇ№] = 60*V/ р*D=229,3 минЇ№

Определяем угловую скорость щIV , сЇ№

щIV = (р* n IV)/30 , сЇ№ - угловая скорость

щIV = 24 сЇ№

TIV - вращающий момент

TIV = T [Hм.]

TIV = P IV/ щIV = 0,6 Hм

Табл.1

Параметры	I	II	III	IV
Р, ( ВТ)	16277,8	15789,5	15157,9	14400
n, (минЇ№)	980,26	980,26	392,103	229,3
щ, (секЇ№)	102,6	102,6	40,8	24
Т, (Нм)	158,65	153,89	371,52	600

Определяем общий КПД(з):

з общ.= з муфт. * з ред. * з откр.перед.

з муфт.=0.97

з ред. = 0.96

з откр.перед. = 0.95

з общ. = 0.97 * 0.96 * 0. 95 = 0.88

Определяем мощность необходимую мощность электродвигателя:

РI *= РIV/ з общ.

РI* = 14440/0.88 = 16363,63 (BT)

Определяем мощность PIII, ВТ:

PIII = РIV/ з откр.перед.

PIII = 14440/0.95 = 15157,9 (BT)

Определяем мощность P II, ВТ:

P II = PIII/ з ред.

P II =15157,9/0.96 = 15789,5 (BT)

Определяем мощность Р I , ВТ:

Р I = P II/ з муфт.

Р I =15789,5/0.97 = 16277,8 (BT)

Определяем погрешность мощности , % :

((Р I - Р I*)/ Р I*) * 100% ? ± 3 %

((16277,8 - 16363,63)/16363,63)*100 %= - 0.5 %

- 0.5 % ? ± 3 %

Находим общее передаточное число , иобщ.:

иобщ. = n I / n IV

иобщ. =980,26/229,3 = 4,27

Определяем передаточное отношение открытой передачи и отк. пер.:

и отк. пер.= иобщ./ и ред.

и ред.=2.5

и отк.= 4,27/2.5 = 1,71

Определяем частоту вращения nIII, минЇ№:

nIII = n IV * и отк. пер = 392,103 (минЇ№)

Определяем частоту вращения nII, минЇ№:

nII = nIII * и ред.

nII = 392,103 * 2.5 = 980,26 (минЇ№)

Определяем частоту вращения nI, минЇ№:

nI = nII

nI =980,26 (минЇ№)

(nI - n н)/ n н) * 100 % ? 3%

(nI - n н)/ n н) * 100 % = ((980,26 - 980)/980) * 100 % = 0.03 %

Определяем угловую скорость щIII , сЇ№ :

щIII = (р * nIII)/ 30

щIII =(3.14 *392.103)/30 = 40.8 (сЇ№ )

Определяем угловую скорость щII, сЇ№ :

щII=(р * nII )/ 30

щII= ( 3.14* 980.26)/30 = 102.6 (сЇ№ )

Определяем угловую скорость щIII, сЇ№ :

щI =(р * nI )/ 30

щIII = (3.14 * 980.26)/30 = 102.6 (сЇ№ )

Определим вращающий момент TI, Нм:

TI = PI/ щI

TI =16277.8/102.6 = 158.65 (Нм)

Определим вращающий момент TII, Нм:

TII = PII/ щII

TII = 15789.5/102.6 = 153.89 (Нм)

Определим вращающий момент TIII, Нм:

TIII = PIII/ щIII

TIII = 15157.9/40.8 = 371.52 (Нм)

По мощности и синхронной частоте вращения выбираем электродвигатель :

[Рэл. ] = 18500 ВТ

nc = 750 минЇ№

Марка двигателя: 180М6/980

2. Расчет цепной передачи

Исходные данные:

P1=PIII = 15157.9 (BT)

n1 = nIII = 392.103 (минЇ№)

i - передаточное отношение передачи

i = и ол. = 2.24

2.1 Проектный расчёт

Определим число зубьев ведомой звездочки Z2:

Z2 = Z1 * i ? Z2MAX = 100…120

Z2 = 22*1.71 = 37.62 38

Определяем коэффициент эксплуатации

КЭ = КД*КА*КН*КРЕГ*КС*КРЕЖ

КД - коэффициент динамичности нагрузки, выбирают по табл.2

КА - коэффициент межосевого расстояния, выбирают по табл.2

КН - коэффициент наклона передачи к горизонту, выбирают по табл.2

КРЕГ - коэффициент регулировки натяжения цепи, выбирают по табл.2

КС - коэффициент смазки и загрязнения передачи, выбирают по табл.2

КРЕЖ - коэффициент режима работы, выбирают по табл.2

Коэффициент эксплуатации КЭ учитывает различия в условиях работы типовой и рассчитываемой цепной передачи.

Табл.2

Условия работы	Значения коэффициентов
Динамичность нагрузки	Равномерная Переменная	КД = 1,0 КД = 1,2…1,5
Межосевое расстояние	a= (30…50)PЦ a= ? 25 РЦ a= (60…80)РЦ	КА = 1,0 КА = 1,25 КА = 0,8
Наклон линии центров звездочек к горизонту	До 60 ° Больше 60°	КН = 1,0 КН = 1,25
Регулировка межосевого расстояния	Перемещение одной звездочки Натяжными звездочками Нерегулируемая передача	КРЕГ = 1,0 КРЕГ =1,1 КРЕГ =1,25
Способ смазки	В масляной ванне Капельный Периодический	КС = 0,8 КС =1,0 КС =1,3
Режим работы	Односменный Двухсменный Трехсменный	КРЕЖ = 1,0 КРЕЖ = 1,25 КРЕЖ =1,45

КЭ = 1,0 *1,0*1,0*1,0*1,0*1,25 = 1,25

Определяем коэффициент числа рядов цепи КРЯД , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по рядам цепи, по табл. 3

Табл. 3

Число рядов	1	2	3	4
КРЯД	1,00	1,75	2,50	3,00

КРЯД = 1,00

В зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и ориентировочно выбирают допускаемое давление в шарнирах цепи по табл. 4

Табл.4

Шаг цепи РЦ, мм	Допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей , Мпа, при частоте вращения ведущей звездочки n1 , мин Ї№
	? 50	200	400	600	800	1000
12,7…15,875 19,05…25,4 31,75…38,10 44,45…50,8	35 35 35 35	31,5 30,0 29,0 26,0	28,5 26,0 24,0 21,0	26,0 23,5 21,0 17,5	24,0 21,0 18,5 15,0	22,5 19,0 16,5 ------

Определяем шаг цепи по формуле:

По таблице 5. выбираем цепь.

Табл.5

n1, минЇ№	300	400	500	630	800	900	1000
,мм	50,80	44,45	38,10	91,75	25,40	19,05	15,87

= 31,75 мм

:

v = (Z1* n1* PЦ)/60 ? 10…20 м/с

v = (22*392,103*31,75*10Їі)/60

v = 4.56 м/c

ориентировочно задаем межосевое расстояние

aґ = (30..50) * РЦ

aґ = 40*31.75=1270

определяем длину цепи в шагах

LґP = (2*aґ)/PЦ + ( Z1 + Z2)/2 +(( Z2 -Z1)/2*)*РЦ/аґ

LґP = (2*1270)/31,75 + (22+38)/2 +((38-22)/2*3,14)*(31,75/1270) = 110,06

Полученное значение LґP округляем до целого четного значения LP = 110

Уточняем межосевое расстояние

Окончательно определяем межосевое расстояние

а = аґґ - (0,002 …0,004) * аґґ

а= 1261,63 - 3,78 = 1257,85 мм

2.2 Силы в передаче

Определяем окружную силу, действующую в ценой передаче:

Ft = P1/н

Ft= 415157,9/64,56 = 3324,1 (H)

Определяем силу от предварительного натяжения цепи

F0 = kf * q * f *g

Kf - коэффициент провисания : kf = 6 для горизонтальных передач.

q - погонная масса цепи, q = 3.8 кг

g - ускорение свободного падения, g = 9.81

F0 = 6*3.8*9.81*1257.85*10Їі=281.34 (H)

Определяем центробежную силу

FV = Ft * kв

kв - коэффициент нагрузки на валу, kв = 6 для горизонтальных передач

FV = 332,4*10Їі**6=21,745 (H)

2.3 Проверочный расчет

Проверяем давление в шарнирах цепи.

Р = Ft * КЭ/Sоп ?

Sоп - площадь проекции опорного шарнира.

Р = 3324,1*1,25/262,2= 15,85

Проверяем частоту вращения ведущей звездочки по соотношению n1 ? ,

- допускаемая частота вращения

490,196

Проверяем число ударов цепи о зубья звездочки по соотношению U ? ,

U - расчетное число ударов цепи, U = 4*Z1*n1/60*LP

U = 4*22*392,103/60*110 = 5,23

- допускаемое число ударов цепи

= 508/РЦ

= 508/31,75 = 16

S = FP/ (KД *Ft + F0 + FV ) ?

FP - разрушающая нагрузка цепи

KД -коэффициент динамичности нагрузки, выбирают по табл. 2

S = 88.5*10і/(1.0 * 3324.1 +281.34 21.745 = 24.39

= 10.8

3.Проектирование зубчатых цилиндрических передач

TIII = T2 = 371,52 (HM)

n1 = nII = 980,26 (минЇ№)

n2= nIII = 392,103 (минЇ№)

и = и ред. = 2.5

3.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Твердость:

НВ1 = 220 ; НВ2 = 200

Твердость ? 350 НВ , материалом служит сталь 40ХН

Определение допускаемых контактных напряжений, в случае различной твердости материала шестерни и колеса, проводят для зубьев шестерни [ун]1 и колеса [ун]2 :

[ун]1,2 = (уно 1,2 / s H1,2) * KHL1,2

уно 1,2 - предел выносливости по контактным напряжением, определяется по твердостью рабочей поверхности зубьев шестерни и колеса.

уно 1 = 2 * НВ1 + 70

уно 1 = 2 * 220 + 70 = 510 МПа

уно 2 = 2 * НВ2 + 70

уно 2 = 2 * 200 + 70 = 470 МПа

s H1,2 - коэффициент безопасности при расчете по контактным напряжениям

s H1 = s H2 = 1.10

KHL1,2 - коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям.

KHL1,2 = ?v(NHo 1,2 / N HE 1,2)

NHo 1,2 - базовое число циклов контактных напряжений, зависит от твердости материала шестерни и колеса.

NHo 1 = 30 * (НВ1)І?? ; NHo 1, = 30 * (220) І?? = 12 * 10?

NHo 2 = 30 * (НВ2)І?? ; NHo 2, = 30 * (200) І?? = 9.9 * 10?

N HE 1,2 - расчетное число циклов контактных напряжений

N HE 1,2 = K HE * (60 * n1,2 * t)

K HE - коэффициент режима работы при расчете на контактную прочность, определяем по табл.6.

Табл.6.

Режим работы	K HE	KFЕ
		? 350НВ	>350 НВ
Постоянный	1.00	1.00	1.00
Тяжелый	0.50	0.30	0.20
Средней равновероятный	0.25	0.14	0.10
Средний нормальный	0.18	0.06	0.04
Легкий	0.125	0.038	0.016
Особо легкий	0.062	0.013	0.005

K HE = 0.50

n1,2 = частота вращения шестерни или колеса

n1 =980,26 (минЇ№); n2 = 392,103 (минЇ№)

t - срок службы передачи;

t = L * 365 * KГОД * 24 * КСУТ

L=10; KГОД = 0,8; КСУТ = 0,6

t = 42048 ч.

N HE 1= 0.5 * (60 * 980,26 * 42048) = 123,6 * 10?

N HE 2= 0.5 * (60 * 392,103 * 42048) = 49,4 * 10?

KHL1 = ?v(NHo 1 / N HE 1)

KHL1 = ?v(12* 10?/ 123,6 * 10?) = ?v0,01 = 0,464

KHL2 = ?v(NHo 2 / N HE 2)

KHL2 = ?v(10 * 10?/ 49,4 * 10?) = ?v0,02 = 0,521

KHL1,2= 1,0

[ун]1 = (уно 1 / s H1) * KHL1

[ун]1 = (510/ 1.10) * 1.0 = 463,6 (МПа)

[ун]2 = (уно 2 / s H2) * KHL2

[ун]2 = (470/ 1.10) * 1.0 = 427,27 (МПа)

[ун] - расчетное допускаемое контактное напряжение

Определяем расчетное допускаемое напряжение в косозубой цилиндрической передаче.

[ун] =([ун]1 + [ун]2) /2 ? 1,15*[ун] (МПа)

445,4 ? 491,36 МПа

Определение допускаемых напряжений изгиба, в случае различной твердости материала шестерни и колеса, проводится отдельно для зубьев шестерни [уF]1 и колеса [уF]2

[уF]1,2 = (уFo1,2 / s F1,2) * KFC * KFL 1,2

уFo1,2 - предел выносливости по напряжению изгиба, определяется твердостью рабочей поверхности зубьев шестерни и колеса.

уFo1 = 1.8 * НВ1 ; уFo1 = 1.8 * 220 = 396 (МПа)

уFo2 = 1.8 * НВ2 ; уFo2 = 1.8 * 200 = 360 (МПа)

s F1,2 - коэффициент безопасности при расчете по напряжениям изгиба

s F1 = s F2 = 1.75

определили s F1,2 и уFo1,2 исходя из того, что твердость зубьев ? 350 НВ, марка стали 40ХН и термообработка: нормализация и улучшение

KFC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки:

KFC = 1.0 - односторонняя нагрузка

KFL 1,2 - коэффициент долгосрочности при расчете по напряжениям изгиба

KFL 1,2 при твердости материала ? 350 НВ

KFL 1,2 = ?v( N FO / N FE1,2 )

N FO - базовое число циклов напряжений изгиба ; N FO = 4 * 10?

N FE 1,2 - расчетное число циклов напряжений изгиба

N FE 1,2 = KFЕ * (60 * n1,2 * t)

KFЕ - коэффициент режима работы при расчете на изгиб, определяем по табл.6

KFЕ = 0.30

N FE 1, = 0.30 * (60 * 980,26 * 42048) = 74.2 * 10?

N FE 1, = 0.30 * (60 * 392,103 * 42048) = 29,6* 10?

KFL 1 = ?v( N FO / N FE1 )

KFL 1 = ?v( 4 * 10? / 74.2 * 10?) = ?v5,39=1.324

KFL 2 = ?v( N FO / N FE 2 )

KFL 2 = ?v( 4 * 10? / 29,6 * 10?) = ?v0,014 =0,49

[уF]1 = (уFo1/ s F1) * KFC * KFL 1

[уF]1 = (396/ 1.75) * 1.0 * 1,324 = 299,6 (МПа)

[уF]2 = (уFo2/ s F2) * KFC * KFL 2

[уF]1 = (360/ 1.75) * 1.0 * 0,49 = 100,8 (МПа)

3.2 Проектный расчет

Тип передачи: косозубая

Ориентировочно определяем межосевое расстояние:

a' = Kа * (и + 1) * іv( T2 * 10і * kHв)/ (иІ * шba * [ун]І)

Kа - вспомогательный коэффициент; Kа = 43 (МП๴і)

Шba - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния

По ГОСТ 2185-66 Шba = 0.5

kHв - коэффициент концентрации нагрузки

Шbd = 0.5 * Шba * (и + 1) ; Шbd = 0.5 *0.5 * 3.5 = 0.875

kHв = 1.025

a' = 43 * (2.5 + 1) * іv( 371,5* 10і * 1.025)/ (2.5І * 0.5 * 445,435І)= 127,925 ( ММ)

по ГОСТ 2185-66 a = 125 (ММ)

Определяют ширину зубчатого колеса:

b?ґ = Шba * a

b?ґ =0.5 * 125 = 62,5 (ММ)

по ряду Ra40 (ГОСТ 6636 - 66) b? = 63 ( ММ)

Определяют модуль зацепления передачи :

mґ = b?/ Шm

Шm - коэффициент модуля ; Шm = 21

mґ = 63 / 21 = 3 (ММ)

по ГОСТ 9563-80 m = 3.0 (ММ)

Угол наклона зубьев: в = 15°

Направление наклона зубьев:

Для шестеренки - левое, для зубчатого колеса - правое

Определяют коэффициент осевого перекрытия:

ев = (b? * sinв)/ (р * m) ? 1.1

ев = (63 * ,259)/(3.14* 3.0 ) = 1,73

Определяем суммарное число зубьев передачи:

z? = ( 2 * a * cosв) / m

z? = ( 2 * 125* 0,966) / 3.0 = 80,5

Определяют число зубьев шестерни z1 и колеса z2 :

z1 = z? / (и + 1) ? z min. = 17

z1 = 80,5/(2.5 + 1) = 23 ; 23 ? 17

z2 = z? - z1

z2 = 80,5 - 23 = 57,5; z2 = 58

Уточняем передаточное число:

и = z2 / z1

и =58 /23 = 2.52 % , равно заданному.

Уточняем значение угла наклона зубьев с точностью до секунды:

в = ( 0.5 * (z2 + z1) * m)/ a

в = ( 0.5 * (58 + 23) * 3) / 125 = 0.972°

Определяем коэффициент торцевого перекрытия:

еб = (1.88 - 3.2* (1/ z1 + 1/ z2)) * cosв ; еб ? 1.2

еб = (1.88 - 3.2* (1/23 + 1/ 58)) * 0,966 = 1.631 ; 1.631 ? 1.1

Определяем делительные диаметры шестерни и зубчатого колеса:

d1= (m * z1) / cosв

d1= (3 * 23) / 0,966 = 71,43 ( ММ)

d2= (m * z2) / cosв

d1= (3 * 58) / 0,966 = 180,124 (ММ)

Определяем окружную скорость:

н= (р* d1 * n1)/60

н= (3.14 * 71,43 * 392,103)/ 60 = 1.466 (м/c)

Назначаем степень точности и вид сопряжения цилиндрической передачи согласно

ГОСТ 1643 - 81 9 - В

3.3 Проверочный расчет по контактным напряжениям

Определяем контактное напряжения:

ун = ZE * ZH * Zе * v(2 * T2 *10і * (и + 1) * kH)/ d2І * b? ? [ун]

ZE - коэффициент, учитывающий свойства материала шестерни и колеса

ZE = 275 (МПа №ґІ)

ZH - коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев

ZH = v(2 * cosв)/ sin2б

Величина зацепления б= 20°

ZH = v(2 * 0,966)/ 0.642 = 1.735

Zе- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии:

Zе = v1/ еб

Zе = v1/1,631 = 0,783

kH - коэффициент расчетной нагрузки при расчете на контактные напряжения

kH = kHв * kHV* kH

kHв - коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по линии контакта зубьев : kHв = 1.025

kHV - коэффициент динамичности нагрузки, учитывающий дополнительную внутреннюю динамическую нагрузку : kHV = 1.05

kH - коэффициент нагрузки в зацеплении, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами зубьев, определяют по табл.7

kH = 1,13 табл. 7

Степень точности	kH
	?5	5…10	10…15
6-В	-	1,02	1,04
7-В	1,03	1,05	1,08
8-В	1,07	1,10	1,15
9-В	1,13	-	-

kH = 1.025 * 1.05 * 1.13 = 1,22

ун = ZE * ZH * Zе * v(2 * T2 *10і * (и + 1) * kH)/ (d2І * b?) ? [ун]

ун = 275 * 1.735 * 0.783 * v ( 2 * 371,5 * 10і * 3.5 * 1.22)/(180,24І * 63) = 465,12(МПа)

Отклонение возникающего контактного напряжения от допускаемого:

? ун = ((ун -[ун])/ [ун]) * 100%

? ун = ((465,12-445,435)/445,435) * 100% = 0.06 * 100% = 4,42%

при перезагрузке до 5%, при недогрузке до 10%

3.4 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

уF = YF * Yв * Yе * ((2 * T2 *10і * kF)/ (d2 * b? * m) ? [уF]

YF - коэффициент формы зуба

YF = 3.65

Yв --; Yе -- коэффициент повышения изгибной прочности и коэффициент распределения между зубьями (только для косозубых передач).

Yв = 1- е (

Yв = 1-1,73(13/120) =0,81

Yе = 1/ еб; Yе = 1/1,631 = 0,61

kF - коэффициент расчетной нагрузки для напряжений изгиба

kF = kFв * kFV * kFб

kFв - коэффициент концентрации нагрузки ; kFв =1.055

kFV - коэффициент динамичности нагрузки ; kFV = 1.13

kFб -- (только для косозубых передач)коэффициент нагрузки в зацеплении kFб = 1,35

kF =1.055 * 1.13 * 1,35 = 1.61

уF = YF * Yв * Yе * ((2 * T2 *10і * kF)/ (d2 * b? * m) ? [уF]

уF = 3.65 * 0,81*0,61(( 2* 371,5 * 10і * 1.61)/ (180,24 * 63 * 3)) = 63,33 (МПа)

3.5 Определение геометрических параметров зубчатых передач

Определяем диаметр вершин зубьев шестерни и зубчатого колеса:

da1= d1 + 2 * m

da1= 71,43 + 2 * 3 = 77,43 (MM)

da2= d2 + 2 * m

da2= 186,124 (MM)

Определяем диаметр впадин зубьев шестерни и зубчатого колеса:

dѓ1= d1 - 2.5 * m

dѓ1= 71,43 - 2.5 * 3 = 64,23(MM)

dѓ2= d2 - 2.5 * m

dѓ2= 186,124 - 2.5 * 3 = 178,624(MM)

Определяем ширину шестерни:

b1 = b? +(5 … 10) ; b1 =63+5 = 68 (MM)

3.6 Силы в зацеплении цилиндрической передачи

Окружная сила на шестерни равна окружной силе на зубчатом колесе:

Ft = (2 * T1 * 10і )/ d1

Ft = (2 * 153,89 * 10і)/ 71,43 = 4308,83 (H)

Радиальная сила на шестеренке равна радиальной силе на зубчатом колесе:

Fr1= Fr2 = (Ft * tgб) / cosв1

Fr1= Fr2 = (4308,83 * 0.36)/0,966 = 1605,77 (H)

Осевая сила на шестеренке равна осевой силе на зубчатом колесе.

Fа1 = Fа2 = Ft * tgб; Fа1 = 4308,83 * 0,286 = 1232,32

3.7 Смазка зубчатых передач

Смазка применяется для снижения коэффициента трения, отвода тепла, уменьшения износа, снижения шума и вибрации.

н = 4,56 M/C

При окружной скорости колеса н ?0.3 … 12.0 M/C применяется картерный способ смазки

Марка смазки по ГОСТ 17479 - 87 И-Г-А46

4.Эскизная компоновка редуктора

Определяем толщину корпуса:

д = 1.8 * ?vTIII ? 6 - 8 (MM)

д = 1.8 * ?v371,52 = 7,92 (MM)

Определяем диаметр фундаментальных болтов:

d Б1 =1,4 * іv TIII ? 10 (мм)

d Б1 = 1,4*7,2=10,08=12

Определяем диаметр болтов для соединения крышки и корпуса:

d Б2 = 0,8* d Б1

d Б2 = 0,8 *12 = 9,6 = 10 (мм)

Определяем диаметр болтов для применения торцовых крышек подшипниковых узлов.

d Б3 = 0,5 * d Б2

d Б3 = 0,5 *9,6 = 4,8 = 5 (мм)

Определяем толщину фундаментного фланца

L1 = 1.5 * d Б1

L1 = 1.5 * 12= 18 (мм)

Определяем толщину соединительного фланца.

L2 = 1.3* d Б2

L2 = 12.48 (мм)

Определяем ширину фундамента фланца:

k1? 3 * dБ1 ; k1? 3 * 12 = 30 (MM)

k2? 3 * dБ2 ; k2? 3 * 10 = 29 (MM)

Определяем диаметр быстроходного вала:

dВ1.= іv (TII*10і/0.2 * [ф])

[ф] = 10 (МПа)

d В1іv (153,89 * 10і/0.2 * 10) = 42,5 (MM)

d В1.= 45 (MM)

Определяем диаметр тихоходного вала:

dВ2 =іv (TIII* 10і/0.2 * [ф])

[ф] = 10 (МПа)

d В2 = іv (371,52/0.2 * 10) = 57 = 60 (мм)

Определяем диаметр фланца подшипниковой бобышки:

D1=90 + 50= 140 (MM)

D2=120 + 50= 170 (MM)

По диаметру тихоходного и быстроходного вала выбираем шпонки.

d1= 50 (MM) d2.= 60 (MM) d3.= 35 (MM)

b1 = 16 (MM) b 2= 18(MM) b3= 10 (MM)

h1 = 10 (MM) h 2= 11 (MM) h3= 8 (MM)

определяем рабочую длину шпонок.

?p = (4* TIII)/(h * d* [уш.])

[уш.] = 80 (Мпа)

?p 1= (4* 371,52 * 10і)/(50* 10* 80) = 42 (MM)

?p 2= (4* 371,52 * 10і)/(60 * 11* 80) = 32 (MM)

?p = (4* 153,89 * 10і)/(8 * 35* 80) = 28 (MM)

Окончательно выбираем шпонку по диаметру валов:

Шпонка b * h * ?р1 ; по ГОСТ 23360-78 16*10*42

Шпонка b * h * ?р2 ; по ГОСТ 23360-78 18*11*32

Шпонка b * h * ?р3 ; по ГОСТ 23360-78 10*8*28

Литература

привод передача зубчатая цилиндрическая редуктор

1. Основы конструирования машин. Раздел : Редукторы: методическое указание по / О.В Шарков , О.М. Свешникова . Калининград. КГТУ.2001 г.

2. Детали машин. Раздел: зубчатые и червячные передачи: методическое указание по / О.В Шарков . Калининград. КГТУ.2002 г.

3. Основы конструирования машин. Раздел: цепные и ременные передачи: методическое указание по / О.В Шарков . Калининград. КГТУ.2002 г.

Размещено на Allbest