IV. Расчет валов, выбор и проверочный расчет подшипников, расчет

шпонок.

4.1. Расчет входного вала.

4.1.1. Определение диаметров под шестерню, подшипник и муфту вала.

Крутящий момент, Нмм

М_кр1= 44,8 Нм.

Окружная сила

F_t1= 2M_кр1/d_m1= 2*44,8*10³/46=1948 H.

Радиальная сила

F_r1= F_t1 tg cos₁=1948*0,364*0,97= 687,8 Н,

Осевая сила

F_a1= F_t1 tg*sin₁ = 172 Н.

Радиальное усилие на муфте

F_m1= 250(М_кр1)^1/2= 250(44,8)^1/2 =1673 Н.

Принимаем материал вала - сталь 45 улучшенная с пределом прочности _в= 750 МПа, пределом текучести _т= 450 МПа.

Принимаем также допускаемое напряжение на кручение []= 12 МПа.

Тогда предварительный диаметр вала

d= {М_кр1/(0,2[])}^1/3= {44,8*10³/(0,2*12)}^1/3 = 26,53 мм.

Выбираем:

Посадка шестерни на диаметр, мм d_ш1=30 мм , ширина шестерни,мм b_w= 31,6 мм

Диаметр в месте посадки подшипников d_п1= 35 мм; месте посадки муфты d_м1= 30мм.

4.1.2. Выбор подшипников и определение схемы размещения опор.

Предварительно выбираем подшипники и по ним оцениваем конструкцию вала- шестерни с осевыми размерами. Схема размещения опор приведена на рис. П2. 3.

Используя принцип подобия, примем следующие плечи вала:

a₁= 25 мм; b₁= 45 мм; c₁= 40 мм; l₁= a₁+ b₁=_\25+ 45= 70 мм.

4.1.3. Расчет реакций опор.

Определим допускаемую радиальную нагрузку на входном валу при

F_t1= 1948 Н .

Определим реакции в опорах:

в вертикальной плоскости

изгибающий момент

М_а1= 0,5F_a1d_m1 = 0,5*172*46= 3956 Нмм.

А₁₁ = (F_r1 (a₁ + b₁ )- М_а1) / b₁ = [687,8*(25+45)- 3956]/45= 982 H.

В₁₁ = [М_а1 - F_r1 a₁]/b₁ = 294,2 H.

(Знак минус будет означать, что реакция опоры В₁ направлена вниз.)

В горизонтальной плоскости

А₁₂ = [F_t (a₁ + b₁ )- F_m1 *c₁ ]/b₁ = [1948*70- 1673*40]/45= 1543,1 H.

В₁₂ = (F_t1+ F_m1) – A₂ = (1948+ 1673)- 1543,1= 2077,9 H.

Суммарная реакция в опорах, Н

А = (А₁₁² + А₁₂²)^1/2 = (982²+ 1543,1²)^1/2= 1829 H.

В = (В₁₁² + В₁₂²)^1/2 = (294,2 ²+ 2077,9 ²)^1/2= 2098,6 H.

Наиболее нагружена опора B .

4.1.4. Определение напряжений и запасов прочности.

Для сечения I изгибающий момент равен

М₁₁= {(F_r1 a₁ )²+ (F_t1 a₁ )²+ (M_a1)²}^1/2= 51,8*10³ Нмм

Напряжение изгиба определим по формуле 15.5 [4], МПа:

_и= М₁₁/(0,1*d_п ³)= 51,8*10³ /(0,1*35³)= 12,08 МПа

Напряжения кручения

 = М_кр1/(0,2* d_п³)= 44,8*10³/(0,2* 35³)= 5,2 МПа.

_-1= 0,4 _в = 0,4*750= 300МПА.

_-1= 0,2_в = 150 МПа,

_в= 0,6_в= 450 МПа.

Рис. П2.3

По рекомендациям [4] принимаем _а=_и; _a=_m= 0,5_.; _= 0; _= 0,05.

По табл. 15.1 для галтели К_= 1,85; К_=1,4

По графику (рис.15.5 кривая2) K_d=0,72. По графику (рис. 15.6 ) для шлифованного вала К_F= 1. Находим запас сопротивления усталости по изгибу

S_=_-1/[_aK_/(K_dK_F)+__m]= 300*0,72/(12,08*1,85)= 9,66.

S_= _-1/[_aK_/(K_dK_F)+ __m]= 150/[2,6*1,4/(0,72*1)+ 0,05*2,6)]= 28,9

Откуда при совместном действии сил

S= S_* S_/( S²_+ S²_)^1/2= 9,16 >1,5.

Для второго сечения изгибающий момент равен М₁₂ -F_m1 c₁ = -1673*40= = -66,9*10³ Нмм

Напряжения изгиба _и2= М₁₂/(0,1*d_в ³)= 66,9*10³/(0,1* 35³)= 15,6 МПа;

кручения ₂= М_кр1/(0,2* d_п ³)= 44,8*10³/(0,2* 35³)= 5,2 МПа.

Принимаем радиус галтели, равным 2 мм. По табл. 15.1[4] находим K_= 1,85;

K_= 1,6

Определяем запасы сопротивления усталости по изгибу

S_= _-1/[_aK_/(K_dK_F)+ __m]= 300*0,72/(15,6*1,85)= 7,48;

по кручению S_= _-1/[_aK_/(K_dK_F)+ __m]= 150/[2,6*1,4/(0,72*1)+ 0,05*2,6)]= 28,9.

S= S_* S_/( S²_+ S²_)^1/2= 7,24.

Больше напряжено 2-е сечение

Проверяем статическую прочность при перегрузках, когда напряжения удваиваются, МПа

_эк= (²_и2+ 3₂ ²)^1/2= [(2*15,6)²+ 3*(2*5,2)²]^0,5= 36,02 МПа.

Должно быть меньше

[] 0,8_т= 0,8* 450= 360 МПа.

4.1.5. Проверка жесткости вала.

Наиболее опасным здесь является перемещение шестерни. Для определения прогиба вычислим момент инерции сечения вала, мм⁴

J= d⁴_п/64=  35⁴/64= 7,36*10⁴.

Прогиб в вертикальной плоскости равняется

от силы F_r1, мм

y_в1 = F_r1a₁ ²(b₁ +a₁ )/(3EJ)= 687,8*25²(25+45)/(3* 2,1*10⁵*7,36*10⁴)=6,48*10^-4мм;

от момента М_а прогиб равен

y_в2 = M_aa²₁/(2EJ)= 3956*25²/(2*2,1*10⁵*7,36*10⁴)= 0,8*10^-4мм, т.е.

y_в = y_в1 - y_в2 = (6,48- 0,8)10^-4 = 5,68*10^-4мм.

Прогиб в горизонтальной плоскости от силы F_t равен

y_г= F_t1 а₁ ²(b₁ +a₁ )/(3EJ)= 1948*25²(25+45)/(3* 2,1*10⁵*7,36*10⁴)= 1,84*10^-3мм

Суммарный прогиб равен, мм

Y= (y²_в+ y²_г)^1/2= 10^-4 ( 5,68² +18,4²)^1/2 = 1,92*10^-3мм.

Допускаемый прогиб

[y] 0,01*m= 0,01*2= 0,02 мм.

4.1.6. Определение резонансных частот.

Масса шестерни,

m_ш= 7,8*10^-6*0,786*d²_m1b_w cos(142’10”) = 7,8*10^-6* 0,786*46² 33,6*0,97= 0,423кг.

Резонансные частоты

круговая

_r1= {3ЕJ/[mc₁²(l₁ +c₁)]}^1/2= {3*2,1*10⁵*7,36*10⁴/ [0,423*40²*110]}^1/2=

= 7,89*10² рад/сек;

периодическая

_r1= _r1/(2)=1,26*10²Гц.

Первая критическая частота вращения, при которой возможен резонанс, равна

n_кр1= 60_r1= 7560 об/мин.

Вторая критическая частота вращения от зубцовых колебаний

n_кр2= 60 _r1 / z₁= 60*126/23= 328 об/мин.

Крутильная упругость вала, 1/(Нмм)= 10^-3(с²кг^-1мм^-2)

_к= 2*(b₁ +c₁ )/[8*10⁴(d_св1/2)⁴]= 2*(45+40)/[8*10⁴*10³ (31,69/2)⁴]= 3,37*10^-11,

где d_св1 [(d_м1+ c₁) d_м1 ²+ b₁d_n²+ ad_ш1²)/( d_м1+ b₁ + c₁₊ a₁ )]^1/2=(140625 /140)^1/2=31,69мм- средний диаметр вала.

Маховой момент шестерни, кгмм²

J_мах= m_шR²/2= m_ш (d_m1/2)²/2= 0,423 (46/2)²/2= 111,88

Крутильные резонансные частоты

круговая

_kr= (J_мах_к)^-1/2= 1/ (111,88* 3,37*10^-11)^1/2 = 1,63*10⁴ рад/сек;

периодическая

_kr= _kr/(2)=2595 Гц

Третья критическая частота вращения вала, об/мин

n_кр3= _kr*60/(2)= 15,6*10⁴.

Четвертая критическая частота вращения от зубцовых колебаний

n_к42= 60 _kr / z₁= 60*2595/23= 6769 об/мин.

Критические частоты вращения не совпадают с частотой вращения входного вала.

4.1.7. Проверочный расчет подшипников качения на входном валу.

Ресурс подшипников L_h0= 24000 час.

Исходя из диаметральных размеров выбираем роликовые конические однорядные подшипники серии 20007307 , имеющие

С_а= 59780 H; С₀= 45080 H.

Находим F_a1/C₀=0,004

Суммарные радиальные составляющие, Н

F_r1= (A²₁+ A²₂)^1/2= (982²+ 1543,1²)^1/2= 1829 H

F_r2= (B²₁+ B²₂)^1/2= 2048,6 H.

По табл. 16.5 [4] находим e= 1,5*ctg . Из каталога следует  12 и e=7,1 и далее при V=1

F_a1/(VF_{r max} )=172/2048,6= 0,084

При этом X=1, Y=0. По рекомендациям [4] принимаем К_= 1,3; К_т= 1. Тогда радиальная нагрузка P_r= F_{r max}*1,3= 2048,6,4*1,3= 2663,2 H.

Используя графики типовых режимов (рис. 8.42 [1]), эквивалентную долговечность определим, час L_hE= K_HEL_h0= 0,25*240000= 6000.

Находим эквивалентный ресурс

L_E= 60*10^-6*n*L_hE=60*10^-6*960*6000= 345,6 млн. обор.

При а₁=1, а₂=1, р=3,33 определим динамическую грузоподъемность, Н

C= P_r [L_E /(a₁a₂)]^1/P= 2663,2(345,6)^1/3,33= 15407,7 H.

Это меньше паспортной динамической грузоподъемности.

Проверяем подшипник по статической грузоподъемности c учетом 2-х кратной перегрузки.

P₀= X₀F_{r max}+ Y₀F_a= 2(0,6 F_rmax+0,5F_a1)= 2(0,6*2048,6+ 0,5*172)= 2630,3H.

Сравниваем с данными каталога. Если они меньше или существенно больше, то следует выбрать другой подшипник.

Таким образом, выбираем другой подшипник серии 20007107: С_а= 25088 Н; С₀= 22540 Н.

4.1.8. Выбор и расчет шпонок

Шестерня.

Из справочника [5] для диаметра 30 мм выбираем призматическую шпонку 8х7х30 ГОСТ 23360- 78 из чистотянутой стали с пределом прочности свыше 600 МПа. Рабочая длина шпонки составляет l_p= l- b= 30- 8= 22 мм.

Проверяем шпонку на смятие, МПа

_см= 4М_кр1/(hl_pd_b )= 4*44,8*10³/(7*22*30)= 38,8 МПа < [_см]= 80…150 МПа.

Муфта

Из справочника [5] для диаметра 30мм выбираем призматическую шпонку такую же, как и для шестерни. Ее напряженность такая же как и на шестерне.

4.2. Расчет выходного вала (см. рис.П2.4)

4.2.1. Определение диаметров под шестерню, подшипник и муфту вала.

Крутящий момент М_кр2= 172 Нм.

Окружная сила

F_t2=2М_кр2/d_m2= 2*172*10³/184=1869H.

Радиальная сила

F_r2= F_t2tg cos₂=1869*0,364*0,243= 165,4 Н,

Осевая сила

F_a2= F_t2tg sin₂=1869*0,364*0,97= 659,9 Н.

Сила на муфте

F_м2= 250*(М_кр2)^1/2= 250*(172)^1/2= 3278,7 Н.

Принимаем материал вала - сталь 45, улучшенная с пределом прочности _в= 750 МПа; пределом текучести _т= 450 МПа.

Принимаем допускаемое напряжение на кручение []= 12 МПа.

Тогда предварительный диаметр вала

d= {М_кр2/(0,2[])}^1/3= {172*10³ /(0,2*12)}^1/3= 41,5 мм

Принимаем:

Посадка колеса на диаметр d_к= 45 мм, длина зубьев колеса b_w = 31,6 мм.

Диаметр в месте посадки подшипников d_п2= 40 мм; в месте посадки муфты d_м2= 35 мм.

4.2.2. Выбор подшипников и определение схемы размещения опор.

Предварительно выбираем роликовые конические однорядные подшипники 20007308, имеющим С_а= 59780 Н, С_о= 45080 Н. По ним оцениваем конструкцию вала с осевыми размерами.

Схема размещения опор приведена на рис. П2.4. Расстояния между опорами и точками приложения сил, определенные из принципа подобия и с учетом размеров колес, составляют, мм: a₂= 70; b₂=35; c₂= 40; l₂= a₂+ b₂=105.

4.2.3. Определение реакций опор.

Примем, что радиальная нагрузка на валу

F_m2= 250 (М_кр2)^1/2= 250 *172^1/2= 3278,7 Н.

Изгибающий момент M_a2= 0,5F_a2 *d_m2=0,5*659,9 * 184= 6,07*10⁴ ,Нмм

Реакции в опорах от сил в вертикальной плоскости

А₂₁=(F_r2b₂ - M_a2)/l₂ = (165,4*35- 6,07*10⁴)/105= - 522,9 Н;

B₂₁= (F_ra₂ + M_a2)/l₂ = (165,4 *70+ 6,07*10⁴)/105= 688,4 Н.

Реакция от сил F_t2 и F_m2, действующих в горизонтальной плоскости

B₂₂= [F_t2 a₂ - F_m2 (c₂ +l₂)]/l₂ = [1869*70- 3278,7(40+ 105)]/105= -3281,7 H;

А₂₂= (F_t2 b₂ + F_m2 c₂)/l₂= 1872 Н.

4.2.4. Определение напряжений и запасов по прочности.

Для 1-го сечения изгибающий момент равен

М₂₁= {(A₂₁ a₂ )²+ (A₂₂a₂ )²}^1/2= 70*( 522,9²+ 1872²)^1/2= 136,06*10³Нмм.

Напряжение изгиба _и= М₂₁/(0,1* d³_к2)= 136,06*10³/(0,1*45³)= 14,93 МПа

Напряжение кручения  = М_кр2/(0,2* d³_к2)= 172*10³/(0,2*45³)= 9,44 МПа

_-1= 0,4 _в = 0,4*750= 300МПА.

_-1= 0,2_в = 150 МПа,

_в= 0,6_в= 450 МПа.

По рекомендациям [4] принимаем

Рис. П2.4

_а=_и; _a=_m= 0,5; _=0; _=0,05

По графику (рис. 15.5 кривая 2) K_d= 0,75.

По графику (рис. 15.6) для шлифованного вала К_F= 1.

По табл. 15.1 для шпоночного паза К_= 2,0; К_=1,7.

Находим запас сопротивления усталости по изгибу

S_=_-1/[_a1K_/(K_dK_F)+__m]= 300*0,75/(14,93*2)= 7,53;

S_= _-1/[_a1 К_/(K_dK_F)+ __m]= 150/[4,72*1,7/(0,75)+ 0,05*4,72]= 13,72

Откуда при совместном действии сил

S₁ = S_* S_/( S²_+ S²_)^1/2= 6,6> 1,5.

Для второго сечения изгибающий момент равен М_и2 F_m2c₂ =3278,7*40= 1,31*10⁵ Нмм

Напряжения изгиба _и2= М_и2/(0,1*d_п2 ³)= 1,31*10⁵/(0,1*40³)= 20,49МПа.

кручения ₂= М_кр2/(0,2* d_п2 ³)= 172*10³/(0,2*40³)=13,4 МПа..

Принимаем радиус галтели перехода от диаметра под муфту к диаметру вала r = 2 мм, тогда r/d=2/45=0,044 и находим по (табл. 15.1 [4])_.

По табл. 15.1[4] находим K_=2,1, K_= 1,5

Определяем запасы сопротивления усталости по изгибу

S_= _-1/[_a2K_/(K_dK_F)+ __m]= 300*0,75/(20,49*2,1)= 5,22.

по кручению S_= _-1/[_aK_/(K_dK_F)+ __m]= 150/[6,72*1,5/(0,75)+ 0,05*6,72]= 10,88.

S₂ = S_* S_/( S²_+ S²_)^1/2= 5,22* 10,88.(5,22²+ 10,88²)^1/2 = 4,71>1,5.

Больше напряжено 2-е сечение- под подшипником.

Проверяем статическую прочность при перегрузках, когда напряжения удваиваются

_эк= (²_и2+ 3₂ ²)^1/2= [(2*20,49²+ 3(2*13,4)²]^1/2= 61,92 МПа.

Должно быть меньше [] 0,8_т= 0,8* 450= 360 МПа.

По прочности удовлетворяет.

4.2.5. Проверяем жесткость вала.

Наиболее опасным с позиции жесткости здесь является прогиб вала под колесом. Для определения прогиба вычислим момент инерции сечения вала

J= d⁴ _к/64= *45⁴/64= 2,01*10⁵, мм⁴

Прогиб в вертикальной плоскости от силы F_r2 равен

y_в = F_r2a₂ ² b₂ ²/(3EJ l₂)= 165,4*70² 35²/(3*2,1*10⁵*2,01*10⁵*105)= 7,47*10^-5 мм

От момента М_а2 прогиб равен нулю.

Прогиб в горизонтальной плоскости от сил F_{t 2}и F_м2 равен

y_г= F_t2(a₂*b₂ )²/(3EJ l₂ ) + F_м2с₂ a₂ (l₂ ²- a₂ ²)/(6EJ l₂ )=

= 1869* 70² 35²/(3*2,1*10⁵*2,01*10⁵*105)+ 3278,7*40*70*(105²-

- 70²)/ (6*2,1*10⁵*2,01*10⁵*105)= 1,31*10^-3+ 3,37*10^-5= 8,65*10^-4 мм

Суммарный прогиб равен, мм

Y= (y²_в+ y²_г)^1/2= [(0,747*10^-4 )² +(8,65*10^-4)²]^1/2 = 8,68*10^-4мм.

Допускаемый прогиб

[y] 0,01*m= 0,01*2= 2*10^-2мм.

Следовательно, прогиб меньше допускаемого.

4.2.6.Определение резонансных частот.

Сила веса колеса

G_к= 9,8* 7,8*10^-6* 0,786*d²_m2b’ = 9,8* 7,8*10^-6* 0,786* 184²* 8,98= 18,3 H.

Здесь ширина колеса определялась из выражения

b’1,1 b*cos₂=1,1*33,6*0,243= 8,98 мм.

(Если резонансные частоты окажутся близкими рабочим частотам, то вес колеса необходимо рассчитывать после разработки конструкции и учета всех особенностей колеса).

Прогиб вала от веса колеса, мм

y_нк=G_кa₂²b₂²/(3E J l₂)= 18,3*70² 35²/(3*2,1*10⁵*2,01*10⁵*105)= 8,26*10^-6мм.

Резонансные частоты

круговая

_r1= (g/y_нк)^1/2= (9800/8,26*10^-6)^1/2= 3,44*10⁴ рад/сек.

периодическая

_r= _r1/(2)= 5,47*10³Гц.

Первая критическая частота вращения, при которой возможен резонанс, равна

n_кр1= 60_r= 328,2*10³ об/мин.

Вторая критическая частота вращения от зубцовых колебаний

n_кр2= 60 _r / z₁= 60*5,47*10³/92= 3567 об/мин.

Крутильная упругость вала (1/Нмм= 10^-3с²/кг*мм²)

_к= 2*(b₂ +c₂ )/[G(d_св2/2)⁴]= 2*(35+40)/[8*10⁴*10³ (36,67/2)²]= 1,66*10^-11 1/(Нмм)

где d_св2 [(d_м2+ c₂) d_м2 ²+ b₂d_{n 2}²)/( d_м2+ b₂ + c₂ )]^1/2=36,67 мм- средний диаметр вала.

Маховой момент колеса

J_мах= m_кR²/2= (G_к/g)(d_m2/2)²/2= (18,3/9800)*(184/2)²/2= 7,9 Нммсек²

Крутильные резонансные частоты

круговая

_kr= (J_мах_к)^-1/2= (7,9*1,66*10^-9)^-1/2= 87332 рад/сек;

периодическая

_kr= _kr/(2)= 13906Гц.

Третья критическая частота по крутильным колебаниям

n_кр3= _kz*60/(2)= 87332*60/6,28 = 834382 об/мин.

Четвертая критическая частота вращения от зубцовых колебаний

n_кр4= 60 _kr / z₂= 60*13906/92= 9069 об/мин.

Критические частоты вращения не совпадают с частотой вращения выходного вала.

4.2.7. Проверочный расчет подшипников качения на выходном валу.

Выбранные в п.п. 4.2.2 подшипники № 2007208 имеют

С_а= 42400 Н, С_о= 32700 Н

Ресурс подшипников, L_h0= 24000 час.

Находим

F_a2/C₀= 659,9/45080= 0,0146.

Суммарные радиальные составляющие, Н

F_r1= (A²₂₁+ A²₂₂)^1/2= (829,9²+ 1872,2²)^1/2= 2047;

F_r2= (B²₂₁+ B²₂₂)^1/2= (688,4²+ 3281,7²)^1/2 = 3353.

По табл. 16.5 [1] находим e= 1,5*ctg . Из каталога следует  =15 и e=5,56 и далее при V=1

F_a2/(VF_rmax)= 659,9/3353= 0,197

При этом X=1, Y=0. По рекомендациям [1] принимаем К_= 1,3; К_т= 1. Тогда радиальная нагрузка

P_r= F_rmax*1,3= 1,3*3353= 4358 H.

Используя графики типовых режимов (рис. 8.42 [1]), эквивалентную долговечность определим, час L_hE= K_HEL_h0=0,25*24000= 6000.

Находим эквивалентный ресурс

L_E= 60*10^-6*n₂*L_hE= 60*10^-6*240*6000= 86,4 млн. обор.

При а₁=1, а₂=1, р=3,33 определим динамическую грузоподъемность

C= P_r [L_E /(a₁a₂)]^1/P= 4358*(86,4)^1/3,33= 16605 H.

Проверяем подшипник по статической грузоподъемности c учетом 2-х кратной перегрузки.

P₀= X₀F_r+ Y₀F_a2= 2(0,6F_{r max}+0,5F_a2)=2*(0,6*3353+ 0,5*659,9)= 4683,5Н

Сравниваем с паспортной составляющей.

При необходимости уточняем подшипник и выбираем С_а, С₀.

Здесь этого не требуется.

4.2.8. Выбор и расчет шпонок

Муфта

Из справочника [5] для диаметра 35 мм выбираем призматическую шпонку 10х8х35 ГОСТ 23360- 78 из чистотянутой стали с пределом прочности свыше 600 МПа. Рабочая длина шпонки составляет l_p= l- b= 35- 10= 25 мм.

Проверяем шпонку на смятие, МПа

_см= 4М_кр2/(hl_pd_b )= 4*172*10³/(8*25*35)= 98,3 МПа < [_см]= 80…150 МПа.

Колесо

Из справочника [5] для диаметра 45 мм выбираем призматическую шпонку 14х9х40 ГОСТ 23360- 78 из чистотянутой стали с пределом прочности свыше 600 МПа. Рабочая длина шпонки составляет l_p= l- b= 40- 14= 26 мм.

Проверяем шпонку на смятие, МПа

_см= 4М_кр2/(hl_pd_b )= 4*172*10³/(9*26*45)= 65,3 МПа < [_см]= 80…150 МПа.

П2-2. Расчет редуктора с цилиндрической прямозубой передачей.

П2-2.I. Задание

Выбрать электродвигатель, ременную передачу и рассчитать редуктор, установленный в приводе конвейера (рис. П2.5) при следующих исходных данных:

мощность на звездочке P₃=4,325 кВт; частота вращения звездочки _= 5,08 с^-1;

редуктор должен работать 8 ч. в сутки, 300 дней в году в течение 10 лет; режим нагружения II; кратковременная перегрузка равна 2. Редуктор изготовлен в отдельном корпусе; смазка погружением колес в масляную ванну. Конструкция подобна рис. П2.6, но вместо радиально- упорных роликовых следует устанавливать шариковые радиальные подшипники.

Рис. П2.5

Привод с цилиндрическим прямозубым редуктором: 1- редуктор; 2- ременная передача; 3- звездочка.

П2-2.2 Выбор электродвигателя

Для ременной передачи принимаем передаточное отношение u'_рп= 3; _=0,96.

Для редуктора- u'_р= 3; '_

Тогда срабатываемая на приводе мощность будет

N₁= P₃/('__)= 4,325/0,931= 4,65 кВт,

а частота вращения вала электродвигателя

n_d= 30u'_рпu_p_= 437 об/мин.

Выбираем электродвигатель АО2-52-8 с параметрами: N_д= 5,5 кВт; n_d= 730 об/мин.

Следовательно, передаточное отношение привода будет

u'= n_d/(30_)= 730/(30*5,08)=15,04.

Примем передаточное отношение ременной передачи u_рп= 4,5.

Тогда передаточное отношение редуктора будет

u_р= u'/u_рп= 3,34.

Частота вращения входного вала редуктора

n₁= 730/4,5= 162 об/мин.

П2-2.3. Расчет редуктора