1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок приводу

1.1. Визначаємо загальний механічний ККД приводу:

η=η₁ η₂ ;

де η₁ - ККД муфти;

η₂ - ККД редуктора;

η₃ –ККД пари підшипників;

-ККД цепної передачі.

За табл. 1.1.(2) приймаємо : η₁=0,98; η₂=0,99; η₃=0,98; =0,95.

Тоді η=0,98 0,99³ 0,98 0,95=0,89.

1.2.Визначаємо необхідна потужність:

.

1.3.Попередньо призначаємо значення передаточних чисел щаблів передачі.

За табл.1.2(2) приймаємо для цепної передачі U₂=3; для зубчастої – U₁=3.

1.4. Загальне передаточне число:

U=U₁ · U₂=3 · 4=12.

1.5.Визначаємо орієнтовне значення частоти обертання валу електродвигуна:

n_дв.=n₃ · U=100 ·12=1200 об/хв.

1.6.Вибір електродвигуна

За табл. 18.36(2) приймаємо електродвигун типу 112МА6, у якого

Р_дв.=3 кВт, n_дв.=955 об/хв.

1.7. Визначаємо загальне передаточне число:

.

1.8. Розбиваємо передаточне число по окремим передачам.

За ГОСТ 21426-75 приймаємо для зубчастої передачі U₁=4, тоді для цепної передачі:

.

1.9.Частота обертання валів приводу:

Розходження відповідає заданому.

1.10. Визначаємо потужності на валах приводу:

Р₁=2,9кВт;

1.11. Обертальні моменти:

Рис.1. Кінематична схема приводу

2. Розрахунок закритої прямозубої циліндричної передачі

2.1. Вибираємо матеріал коліс і призначаємо термічну обробку:

За табл.. 3.3(5) вибираємо: сталь 45.ГОСТ 1050-88, термообробка – поліпшення до твердості: шестерня 230HB, зубчасте колесо 210HB.

2.2. Визначаємо допустимі контактні напруження за формулою:

,

де _нlіmв - границя контактної витривалості при базовому числі циклів в навантаження. За табл.. 3.2(5) приймаємо: (МПа),

К_HL- коефіцієнт довговічності, при довготривалій роботі К_HL=1,

(S_H) – коефіцієнт безпеки, для нормалізованої та поліпшеної сталі(S_H)=1,1...1,2. Приймаємо (S_H)= 1,15.

Тоді:

Тоді:

2.3. Визначаємо допустимі напруження згину за формулою:

,

де – границя згинальної витривалості при базовому числі циклів навантаження.

За табл. 3.9.(5) =1,8 НВ.

Тоді для шестерні і колеса:

=1,8 ·230=414МПа;

=1,8 ·210=378МПа.

К_FL – коефіцієнт довговічності.

При навчальному проектуванні для довготривалої роботи К_FL=1,0.

[S_F]- коефіцієнт безпеки:

[S_F]= [S_F]'[S_F]",

де[S_F]' – коефіцієнт, що враховує нестабільність властивостей матеріалу зубчастих коліс. Для поліпшеної сталі[S_F]'≤ 350НВ. [S_F]'=1,75.

[S_F]"- коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготівки, для поковок і штамповок [S_F]"=1,0.

Тоді: (S_F)=1,75·1,0=1,75

Допустимі загальні напруження:

2.4.Визначаємо міжосьову відстань за формулою:

а_W = 49,5(U₁+1) ^.

За ГОСТ 2185-66 міжосьова відстань приймається стандартною.

Ψ_Ва – коефіцієнт ширини вінця колеса. Ψ_Ва=0,25 – для прямозубих передач.

К_НВ = коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубами.

За табл.3.1[5] для несиметричного розташування коліс ( за рахунок дії консольної сили ) і твердості < 350НВ приймаємо К_НВ=1,2.

Тоді: мм

За ГОСТ 2185-66 вибираємо стандартне значення а_w=140мм .

2.5.Визначаємо нормальний модуль зачеплення:

т_п=(0,01...0,02) ·140=1.4... 2,8мм.

За ГОСТ приймаємо стандартне значення т_п=2 мм

2.6. Визначаємо число зубів :

шестерні Z₁=

приймаємо Z₁=28;

сумарне число зубів ;

колеса: Z₂=Z_Σ - Z₁ = 140 – 28=112.

2.7. Визначаємо ділильні діаметри:

шестерні : d₁=m_n · Z₁=2·28=56мм;

колеса : d₂= m_n · Z₂=2·112=224мм.

2.8.Визначаємо діаметри виступів :

шестерні : d _а1= d₁+2 m_n= 56+2·2=60мм;

колеса : d_а2= d₂+2 m_n= 224+2·2=228мм.

2.9.Визначаємо діаметри западин :

шестерні : d _f1= d₁ - 2,5 m_n= 56 - 2,5 · 2 =60мм;

колеса : d_f2= d₂ -2,5 m_n=224 - 2,5 · 2=219мм.

2.10.Перевірка міжосьової відстані:

.

2.11.Визначаємо ширину колеса:

в₂= Ψ_ва · а_W = 0,25·140 = 35мм.

За табл. 18.1[2]приймаємо в₂= 30мм.

Шестерні : в₁= в₂+5= 30+ 5= 35мм.

За табл. 18.1[2]приймаємо в₁=35мм.

Коефіцієнт ширини шестерні за діаметром:

Ψ_вd= .

2.12. Сили, що діють в зачепленні:

колова : ;

радіальна:F_r=F_t ·tg α_W, α_W=20 ˚;

F_r=1035 ·tg 20 ˚=376,7H.

Рис. 2. Схема сил, що діють в зачепленні прямозубої передачі.

2.13. Колова швидкість коліс :

.

При даній швидкості призначаємо восьму степінь точності виготовлення передачі.

2.14. Перевірка контактної міцності передачі:

= ,

де К_Н – коефіцієнт навантаження,

К_Н= ,

де – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами;

– коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця;

– коефіцієнт динамічності. За табл. 3.6.(5) приймаємо, що =1,05;

За табл. 3.4(5) приймаємо =1,09;

За табл. 3.5 (5) приймаємо =1,06.

Тоді:

К_Н= 1,09 ·1,06 ·1,05=1,21.

Тоді: = .

Отже, < = 376,4МПа < 426,1 МПа, тобто передача недовантажена;

Недовантаження складає : , що допустимо.

2.15. Перевірка міцності зубів на згин :

=

- коефіцієнт форми зуба,

- коефіцієнт кута нахилу зубів,

- коефіцієнт перекриття.

За ГОСТ 21354 – 75вибираємо ₁=3,80 і ₂= 3,60. Для прямозубих коліс =1,0.

Приймаємо в навчальних цілях =0,92.

К_F= ,

де - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження по ширині вінця.

- коефіцієнт динамічності.

За табл. 3.7.(5) при несиметричному розташуванні коліс приймаємо =1,12. За табл. 3.8.(5)приймаємо =1,25.

Тоді:

К_F=1,12·1,25=1,4.

Знаходимо відношення:

для шестерні: ;

для колеса: .

Подальший розрахунок проводимо для зубів колеса:

= ;

< =216МПа, перевірка виконується.