2. Уточнение передаточных чисел привода.

После выбора электродвигателя уточняют передаточное число привода,

u_общ=u_э.д./u_{привода} =14.1 мин^-1. В нашем случае, u_ред=u_общ.

По формулам из таблицы 1.3 [1, с.9] получаем 4.825 мин^-1 ,

2.9мин^-1

3. Определение вращающих моментов на валах привода.

Определяем необходимый момент на выходном валу редуктора:

T_в=F_td/2=509.56Hм

Вращающий момент на тихоходном валу:

T_2T=T_B/(_муф_под)=525.2 Нм

Полученные величины используются для расчета передач на ЭВМ

Т_б=37.7Нм

Т_пром=Т_б U_б n_з.п=37.70.973.722=136.11Нм

2. Анализ результатов расчёта на эвм

При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделия, наилучшим образом удовлетворяющие различным, часто противо­речивым требованиям: наименьшим массе, габаритам, стоимости: наибольшему КПД; требуемой жесткости, надежности.

Расчет проводится в два этапа. На первом отыскивают возможные проек­тные решения и определяют основные показатели качества, необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма, межосевое расстояние, материал венца колеса, коэффициент полезного действия. Анализируя результаты расчета, выбирают рациональный вариант. Для оценки результатов расчета строят графики, отражающие влияние распределения:

Был выбран вариант №5, т.к. имеет лучшие показатели по межосевому расстоянию, диаметру быстроходной шестерни, массе колес и редуктора.

На втором этапе для выбранного варианта получают все расчетные параметры, требуемые для работы над чертежами, а также силы в зацеплении, необходимые для расчета валов и выбора подшипников.

тверд. Шест. HRC1	Тверд. Колес HRC2	UБ/UТ	Bw/Aw	Меж-осевое расстояние, мм	Диаметр впадин быстро-ход. шестерни мм	Масса Редук-тора, Кг	Масса колес, кг	Диаметр вершин колес тихоход.	Диаметр вершин колес быстр.
49	28,5	1	0.315	130	51.31	50	10.9	211.47	207.94

3. Эскизное проектирование

3.1. Предварительный расчет валов

Предварительный расчет валов ведется по значениям нагружающих валы моментам.

1. Быстроходная шестерня является насадной и поэтому ее внутренний диаметр равен диаметру концевого участка вала. D=32 мм.

2. Для промежуточного вала:

, где (6…7) – этот интервал обусловлен возможностью применения различного типа подшипников, Т_ПР=136.11 Нм. Меньшее значение принимается в том случае, если подшипники шариковые, большие – если роликовые.

, r=2.5 мм Принимаем 35 мм так как это посадочный диаметр под подшипник.

Принимаем =42 мм (d_п=35, поэтому мы не можем взять значение ниже 42) из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69.

d_БПd_П+3r=42.5 мм40 мм, r=2.5 мм

Примем d_БК= d_БП

3. для тихоходного вала:

из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69.

,. d_п=65мм так как это посадочный диаметр под подшипник.

d_БПd_П+3r=70.5 мм73 мм

4. для приводного вала:

Принимаем конец приводного вала точно такой же, как и у тихоходного вала d=50 мм, ГОСТ 12081-72.

Высота заплечика t_кон=2 мм.

, посадочный диаметр под подшипник.

d_БПd_П+3r 70 мм.

3.2. Расстояния между деталями передачи.

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевались за внутренние

поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор:

, где L—расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм. В нашем случае L= 339.7 мм, принимаем а=10 мм.

Найдём расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колёс:

b₀3a=30мм

Расстояние l_S между зубчатыми колёсами определим по соотношению:

l_S=3a+B₁+ B₂=53 мм, где B₁=0, B₂= 23мм