1. Кинематический расчет.

1.1. Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения электродвигателя.

1.1.1. Определяем требуемую мощность машины:

1.1.2. Определяем КПД привода:

где

- кпд муфты (0,98);

- кпд зубчатой передачи (0,96);

- кпд подшипников (0,99);

- кпд открытой передачи; (0,97);

1.1.3. Определяем требуемую мощность двигателя:

1.1.4. По ([I], табл. К9) подбираем двигатель с номинальной мощностью равной 1,1 кВт.

Таблица 1

№	Тип двигателя	Мощность; кВт	Частота вращения; об/мин.
			Синхронная	Номинальная
1 2 3 4	4АМ71В2У3 4АМ80А4У3 4АМ80В6У3 4АМ90LВ8У3	1,1 1,1 1,1 1,1	3000 1500 1000 750	2810 1420 920 700

1.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней.

1.2.1. Частота вращения приводного вала машины:

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

1.2.2. Находим передаточное число привода для всех выбранных типов двигателей, согласно ([I], табл.1);

1.2.3. Произведем разбивку передаточного числа привода, принимая для всех вариантов передаточное число открытой передачи, равным

;;;;

1.2.4. Окончательный выбор эл. двигателя и передаточных чисел привода:

Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводу, что из рассмотренных четырех вариантов оптимальным является № 3, т. к. разбивка передаточных чисел соответствует средним значениям обеспечивая компактность всего привода.

Окончательно принимаем:

Эл. двигатель: 4АМ80В6У3 P = 1,1 кВт;n = 920 об/мин.u = 17,2

По ГОСТу 2185-66 ([I], табл. 2.3.) принимаем передаточные числа передач привода.

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

1.2.5. Определяем фактическую скорость машины.

Допускаемые отклонение скорости машины, по условию: 5%

1.3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах привода из требуемой мощности двигателя и его номинальной частоты при установившемся режиме.

Расчет мощности на валах привода:

Вал I:

Вал II:

Вал III:

Вал IV:

Расчет частоты вращения валов привода:

Вал I:

Вал II:

Вал III:

Вал IV:

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

Расчет угловой скорости валов привода:

Вал I:

Вал II:

Вал III:

Вал IV:

Расчет вращающего момента на валах привода:

Вал I:

Вал II:

Вал III:

Вал IV:

Силовые и кинематические параметры привода.

Таблица 2.

Тип двигателя: 4АМ80В6У3; Р = 1,1 кВт; n= 920 об/мин.
Пара-метр	Передача		Параметр	Валы
	Закрытая (редуктор)	Открытая		Двигателя	Редуктора		Привод-ной рабочей машины
					Быст-роход-ный	Тихо-ход-ный
Пере-дато-чное число	5,6	3,05	Расчетная мощность, кВт	1,13	1,08	1,03	1,0
			Угловая скорость,с-1	96,3	31,4	5,6	5,6
КПД	0,96	0,97	Частота вращения, об/мин	920	299,7	53,5	53,5
			Вращаю-щий мо-мент, Нм	11,7	34,6	184,0	178,5

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА.

2.1. Выбор материала для колеса и шестерни.

Колесо

Материал колеса выбирается в зависимости от передаваемой мощности по ([I], табл. 3.1), а механические свойства материала по ([I], табл. 3.2), перевод твердости НВ в твердостьHRCпо ([I], рис. 3.1).

Колесо: Сталь 45; Нормализация.

Шестерня

Материал шестерни выбирается аналогично колесу и той же марки, но термообработку берем улучшение т.к. зубья шестерни входят в зацепление чаще зубьев колеса.

Шестерня: сталь 45; Улучшение.

2.1.1. Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяется отдельно для шестерни и колеса.

2.1.1.1. Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:

где N_H0– число циклов перемены напряжений, со-ответствующее переделу выносливости, согласно ([I], табл. 3.3), определяется в зависимости от средней твердости поверхности зубьев:

Шестерня:262 НВ, тогдаN_H01= 25 млн. циклов

Колесо:207 НВ, тогдаN_Н02=16,5 млн. циклов.

N– число циклов нагружения зубьев колеса и шестерни за весь срок службы;

– рабочий ресурс привода:

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

– срок службы привода (по условию);

– коэффициент годового использования, (К_r = 1);

– продолжительность смены, (8 часов);

– число смен (L_c = 3);

– коэффициент сменного использования (K_c = 0.85)

час.

Рабочий ресурс привода принимаем: 40000 час.

циклов.

циклов.

тогда:

Согласно ([I], стр. 55),.

2.1.1.2. По формулам ([I], табл. 3.1), определяем допускаемые контактные напряжения для колеса и шестерни.

где – допускаемые напряжения при числе циклов переменных напряжений определяются для конических передач с прямыми зубьями из условия:

Расчет передачи ведут по меньшему значению.

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

2.1.2. Допускаемые напряжения изгиба.

2.1.2.1. Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:

N_F0– число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости, согласно ([I], стр. 56), принимаем:

2.1.2.2. По формуле ([I], табл. 3.1), определяем допускаемое напряжение изгиба для колеса и шестерни.

Таблица 3.

Эле-мент пере-дачи	Марка мате-риала	Термо-обработка
				Н/мм2
Шестерня	Сталь 45	улучшение	-	780	540	325	515	198
Колесо	Сталь 45	нормализация	80	600	320	260	414	257

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

2.2 Проектный расчет.

Рис 1. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи.

2.2.1 Определяем межосевое расстояние.

где – вспомогательный коэффициент, принимаем:

43 для косозубых передач.

– коэффициент, учитывающий распределения нагруз-

ки по ширине венца, принимаем 1,0.

– коэффициент ширины венца колеса, принимаем 0,3 для симметричного расположения шестерни.

Полученное значение округляем по ГОСТ 6636-69 принимаем: 140 мм.

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

2.2.2. Определяем модуль зацепления, мм.

где – вспомогательный коэффициент, принимаем: 5,8 для косозубых колес.

Делительный диаметр колеса, мм.

.

Ширина венца колеса, мм.

Полученное значение округляем по ГОСТ 6636-69, принимаем 1,5 мм.

2.2.3. Определяем угол наклона зубьев,

градуса.

Принимаем угол наклона зубьев: 7 градусов.

2.2.4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем: 185.

2.2.5. Уточняем угол наклона зубьев,

2.2.6. Определяем число зубьев шестерни.

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

2.2.7. Определяем число зубьев колеса.

2.2.8. Определяем фактическое передаточное число и проверяем отклонения от заданного.

2.2.9. Определяем фактическое межосевое расстояние.

.

2.2.10. Определяем основные геометрические параметры шестерни и колеса:

Таблица 4.

Параметры	Шестерня, мм.		Колесо, мм.
Делительный диаметр:		42		237,6
Диаметр вершин зубьев		45		240,6
Диаметр впадин зубьев		38		234
Ширина венца		47		42

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

2.3. Проверочный расчет

2.3.1. Проверка зубьев по контактным напряжениям.

где F₁– окружная сила в зацеплении, Н.

.

K – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач:

K= 376.

– коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями, принимаем по ([I], рис. 4.2) в зависимости от окружной скорости колеса, 1,1.

– коэффициент динамической нагрузки, определяется по ([I], табл. 4.3) в зависимости от окружной скорости колеса,

.

и степени точности передачи, определяется по ([I], табл. 4.3) принимаем 9-ю степень точности, тогда:.

.

Условие контактной прочности выполняется.

2.3.2. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса.

Колесо:

Шестерня:

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

где– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимаем по ([I], стр. 66) в зависимости от окружной скорости шестерни и степени точности, принимаем:

– коэффициент динамической нагрузки определяется аналогично, принимаем по ([I], стр. 66)

– коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса, определяется по ([I], табл.4.4) интерполирование в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса.

Интерполируя значения ([I]табл. 4.4):

– коэффициент учитывающий наклон зуба, принимаем:

– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев колес принимаем:

Колесо:

Условие выполняется.

КП.ДМ.04.09.01.00.00.ПЗ

Шестерня:

условие выполняется.