Лист
						- 49 -
Изм	Лист	№ докум.	Подп.	Дата

1. Выбор электродвигателя.

1.1 Определяем требуемую мощность (мощность на выходе)

Р_вых = Q∙P/60,

где Q – производительность насоса;

P – давление насоса

Р_вых = 12,3∙19/60 = 3,9 кВт.

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя.

,

где  - КПД всего привода: ,

где _ц = 0,96 – КПД ременной передачи;

_цп = 0,98 – КПД цилиндрической передачи;

_кп = 0,97 – КПД конической передачи;

_цп = 0,98 – КПД муфты;

_пк = 0,99 – КПД, учитывающий потери пары подшипников качения ;

В итоге: Р_дв. = 3,9 / 0,868 = 4,5 кВт

1.3 Выбор электродвигателя

Следуя справочным данным, выбираем электродвигатель 90L6 с синхронной частотой вращения n_c=1000 об/мин., для которого номинальная мощность Р_дв = 5,5 кВт, асинхронная частота вращения n_дв = 965 об/мин.

1.4 Определение передаточных чисел привода.

Общее передаточное число u_общ=n_дв/n_вых = 965/ 7,8 = 123,7

Передаточное число ременной передачи u_рп = 4, тогда передаточное отношение редуктора: u_р = u_общ / u_рп = 123,7 / 4  30,9.

Следуя рекомендациям для конически-цилиндрического редуктора:

передаточное отношение быстроходной ступени:

u_Т = 1,1u_ред = 1,1 30,9 = 6,11

u_Б = u_ред / u_Т = 30,9 / 6, 11 = 5,05

3. Расчет ременной передачи

3.1 Выбор сечения ремня

Выбираем ремень сечением А, со следующими параметрами:

b=13; b_p=11; h=8; Y₀=2,8; A=81 мм²; L=0,56…4,0 м; d_min=90мм.

3.2 Определение диаметров шкивов

Диаметр ведущего шкива: d₁d_min. Принимаем d₁=90 мм.

Диаметр ведомого шкива: d₂=u_ремd₁(1-), где  - относительное скольжение ремня, =0,01…0,02. Принимаем =0,015.

Имеем в итоге: d₂=40,09(1–0,015)=0,355 м = 355 мм.

Рассчитанное значение округляем до ближайшего стандартного. Т.о. d₂=355мм.

Уточняем передаточное отношение:

3.3 Минимальное межосевое расстояние

3.4 Расчетная длина ремня

Выбирается ближайшая по стандарту длина ремня, т.е L_р=1250 мм.

3.5 Уточнение межосевого расстояния

где d_ср=½(d₁+d₂) =½(90+355)=222,5мм.

3.6 Определение допускаемого окружного усилия на один ремень

[P]=P₀C_C_L=0,840,80,9=0,605 кВт.

где P₀-мощность, передаваемая одним ремнем (выбирается в зависимости от скорости ремня v=0,5_двd₁=0,5_двd₁=0,597,860,09=4,4 м/с)  P₀=0,84 кВт.

коэффициент С_=1-0,003(180-₁)=1-0,003(180-113,5)=0,8, где угол обхвата меньшего шкива ₁=180-60 .

коэффициент учитывающий влияние длины шкива

3.7 Определение количества ремней

, принимаем z=3.

3.8 Сила давления на вал

,

где

3.9 Выбор канавок шкивов

Для клиновых ремней сечением А:

t=3,3 мм; h=9 мм; p=15 мм; f=10 мм; при угле =34 расчетные диаметры 90…112мм.

3.10 Проверочный расчет

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви: _max=₁+_и+_v[]_p,

где ₁ – напряжение растяжения в ремне:

здесь

_и – напряжение изгиба:

здесь h – высота сечения клинового ремня;

E_{и –} модуль продольной упругости при изгибе.

_v – напряжение от центробежных сил:

здесь  - плотность материала ремня.

[]_p – допускаемое напряжение растяжения, []_p = 10 Н/мм².

В итоге _max=2,04+8+0,03=10,07[]_p, условие выполняется.

4. Расчет конической зубчатой передачи

Исходные данные:

4.1. Материалы колеса и шестерни.

В качестве материала для конического колеса применяем ст.40Х. Применяем т.о. колеса – улучшение и закалка ТВЧ, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НRC 45…50.

Механические свойства: _T = 750 МПа.

В качестве материала для шестерни используем ст.40Х. Применяем т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НRC 45…50.

Механические свойства: _Т = 750 МПа.

4.2. Допускаемые напряжения.

Вычисляем до­пускаемые контактные напряжения.

Для колеса:

допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 14 +170 = 1447,5+170=835 МПа;

допускаемые напряжения на из­гиб: []_F = 370 МПа;

предельные допускаемые напряже­ния:

[]_Hmax = 40 = 1900 МПа;

[]_Fmax = 1260 МПа;

Для шестерни:

допускаемые контактные напряжения: []_H = 14 + 170 = 835 МПа

допускаемые напряжения на из­гиб: []_F = 370 МПа;

предельные допускаемые напряже­ния:

[]_Hmax = 40 = 1900 МПа;

[]_Fmax = 1260 МПа;

4.3. Диаметр внешней делительной окружности колеса.

где []_H – в Па; коэффициент _H для прямозубых колес принимают 0,85.

Коэффициент K_H для прирабатывающихся прямозубых колес принимают K_H = K⁰_H(1- X) + X, где коэффициент Х для среднего равновероятного режима работы равен 0,5. Коэффициент K⁰_H=2,15 принимают согласно значению коэффициента

.

Таким образом K_H = 2,15(1- 0,5) + 0,5 = 1,575.

T_HE2 = K_HдT_2П – эквивалентный момент на колесе, где - коэффициент долговечности, зависящий от режима нагружения. Здесь коэффициент эквивалентности К_НЕ при среднем равновероятном режиме нагружения принимают равным 0,63. Коэффициент циклов, учитывающий различие в числе циклов нагружений зубчатых колес в разных ступенях передач  1,5, где N_HG = ³ = 23271176,38 - базовое число циклов нагружений. Т.о. K_Hд = 0,945 и следовательно T_HE2 = K_HдT_2П = 144,5 Нм.

В конечном итоге имеем диаметр внешней делительной окружности колеса равен

4.4. Конусное расстояние и ширина колес.

Угол делительного конуса колеса

₂ = arctg u = arctg 2,85 = 7040

sin ₂ = sin 7040 = 0,94.

Конусное расстояние

Ширина колес b = 0,285R_e = 0,28595,75 = 27,3 мм.

4.5.Модуль передачи.

Внешний торцовый модуль передачи

Коэффициент K_F для прямозубых прирабатывающихся колес принимают K_F = K⁰_F(1 - X) + X. Т.к. коэффициент Х для среднего равновероятного режима работы равен 0,5. Коэффициент K⁰_F=1,84.

Т.о. коэффициент K_F = 1,84(1- 0,5) + 0,5 = 1,42.

Коэффициент _H для прямозубых колес принимают 0,85.

T_FE2 = K_FдT_2П – эквивалентный момент на колесе, где коэффициент долговечности Здесь коэффициент эквивалентности К_FЕ при среднем равновероятном режиме нагружения принимают равным 0,72.

Коэффициент циклов, учитывающий различие в числе циклов нагружений зубчатых колес в разных ступенях передач  1,35, где N_HG = 4000000 - базовое число циклов нагружений. Т.о. коэффициент K_Fд=0,97.

Т.о. T_FE2 = 148,28 Нм.

Следовательно модуль передачи:

Принимаем модуль передачи: m_e = 2 мм.

4.6.Число зубьев.

Колеса z₂ = d_e2 / m_e = 180 / 2 = 90

Шестерни z₁ = z₂ / u = 90 / 2,85= 32

4.7.Фактическое передаточное число.

u_ф = z₂ / z₁ = 90 / 32 = 2,8125

Отклонение от заданного передаточного числа не превышает допустимых 4%.