Разработка электромеханического привода транспортера, который включает в себя асинхронный электродвигатель 4А80А4УЗ с синхронной частотой 1500 об/мин, мощностью 1,1 кВт, страница 10

   2.4. Выбор варианта конструкции редуктора

Рисунок  2.1. Изображение передачи, соответствующее первому варианту расчётов

Рисунок  2.2. Изображение передачи, соответствующее второму варианту расчётов

Рисунок  2.3. Изображение передачи, соответствующее третьему варианту расчётов

Таблица 2

Результаты расчёта передач привода

Параметры передач привода	Номер варианта передачи
	1	2	3
Габаритные размеры передач L×B×H, мм3	264×94× 191	261×94×186	261×93×197
Условный объем зубчатых колес, см3	572	608	652
Условный объем венца червячного колеса, см3	239	202	202
КПД привода	0.64	0.67	0.70
Условия смазывания	Удовлетворительные	Удовлетворительные	Удовлетворительные

По данным таблицы можно заключить, что вариант номер 2 является более предпочтительным, так как габаритные размеры и условный объем венца червячного колеса варианта 2 наименьшие из представленных в таблице передач. КПД варианта 2 имеет отклонение от полученного в энерго-кинематическом расчёте значения на 4.3 %.

Для ременной передачи используем узкие клиновые ремни, так как при одинаковых с нормальными клиновыми диаметрами шкивов объёмом шкивов для узких клиновых ремней меньше.  

3. Силовая схема редуктора

4. Проектирование  валов

4.1. Проектный расчет валов

Диаметр вала:

Для быстроходного вала  = 10…15 МПа, для промежуточного вала  = 20…25 МПа, для тихоходного  = 30…35 МПа.

            Рекомендуемые ГОСТ 6636-69 диаметры, ближайшие к полученным ранее диаметрам:

d_II= 40 мм

d_III= 48 мм

Примем d_I= 22 мм из конструктивных соображений.

4.2. Проверочный расчет валов.

4.2.1 Проверочный расчёт промежуточного вала

Рисунок 4.1 Расчетная схема промежуточного вала

Рисунок 4.2  Проекции усилий на плоскости XOZ и YOZ.

Определение реакций.

Плоскость XOZ.

,тогда

,

Плоскость YOZ.

Проверка      

Геометрическая сумма реакций

Эпюры изгибающих моментов.

Рисунок 4.3 Эпюры изгибающих моментов Mx и My.

Значения моментов в точках  1 и 2 для построения эпюр:

Рисунок 4.4 Суммарная эпюра изгибающего момента  

и эпюра крутящего момента

Опасные сечения:

1)  Самый большой по значению изгибающий момент на шестерне – в сечении диаметром d_f3.

2)  Концентратор напряжений – шпоночный паз под червячным колесом.

Допущения к расчёту на циклическую прочность валов.

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу, касательные напряжения меняются по отнулевому циклу:

Рисунок 4.5 Допущения к расчёту на циклическую прочность валов.

Проверка сечения 1.

Рисунок 4.6

Максимальный изгибающий момент: Mmax=319733 Н·мм.

Крутящий момент T₂ = 252990 Н·мм.

Момент сопротивления сечения: 

Полярный момент сопротивления сечения

Амплитудное значение напряжений цикла

Материал вала - сталь 40ХН:

Тогда σ_-1=0,4·850=340 МПа, где 850 МПа – предел прочности материала 40ХН.

τ_-1=0,2*850=170 МПа

Амплитудное значение касательных напряжений

Тогда

Суммарный коэффициент запаса по циклической прочности:

Коэффициент запаса S_a>[S]=2. Условие циклической прочности выполнено.

Проверка вала при кратковременных перегрузках

σ_емах=β_·σ_е

σ_емах=2_·19.03=38.06 МПа

Условие прочности:

Условие статической прочности выполнено.

Проверка сечения 2. Шпоночный паз под червячным колесом.

Рисунок 4.7

Максимальный изгибающий момент: Mmax=139909 Н·мм.

Крутящий момент T₂ = 252990 Н·мм.

Момент сопротивления сечения: 

Полярный момент сопротивления сечения

Амплитудное значение напряжений цикла

Материал вала - сталь 40ХН:

Тогда σ_-1=0,4·850=340 МПа, где 850 МПа – предел прочности материала 40ХН.

τ_-1=0,2*850=170 МПа

Амплитудное значение касательных напряжений

Тогда

Суммарный коэффициент запаса по циклической прочности:

Коэффициент запаса S_a>[S]=2. Условие циклической прочности выполнено.

Проверка вала при кратковременных перегрузках

σ_емах=β_·σ_е

σ_емах=2_·28.24=56.48 МПа

Условие прочности:

Условие статической прочности выполнено.