1. Кинематический и силовой расчет привода.

   1. Исходные данные.

1. Крутящий момент на выходном валу

2. Угловая скорость на выходном валу

2. Выбор электродвигателя.

Двигатель выбирается по потребляемой мощности и асинхронным оборотам:

Находим мощность на выходе

Находим обороты на выходе

Находим потребную мощность двигателя

где – КПД пары подшипников качения

– КПД цилиндрической передачи

– КПД конической зубчатой передачи

– КПД цепной передачи

– КПД муфты

Двигатель асинхронный серии АО2 закрытый обдуваемый. Выбираем двигатель с мощностью 10 кВт – АО2-51-2: синхронная частота вращения , асинхронная частота вращения .

где - передаточное число цилиндрической передачи

- передаточное число конической прямозубой передачи

- передаточное число цепной передачи

3. Кинематический расчет привода.

   1. Определим мощность на каждом валу

2. определение оборотов на каждом валу.

3. Определение угловой скорости на каждом валу.

4. Определение крутящих моментов на каждом валу.

Значения частот вращения, мощностей, угловых скоростей, крутящих моментов на валах и передаточных чисел вносим в таблицу 1.1.

Таблица 1.1

№ вала	P кВт	n об/мин	ω рад/с	T Н*м	U
1’	9	1450	152	59,3	-
1	8,7	1450	152	57,3
					3
2	8,2	483	50,5	162
					2
3	7,7	241	25,2	305
					2
4	7	120	12,6	555

2. Расчет передач привода.

   1. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

      1. Исходные данные.

1. Мощность на валу шестерни и колеса: ,

2. Вращающий момент на шестерне и колесе: ,

3. Передаточное число

4. Частота вращения шестерни и колеса: ,

2. Выбор материалов зубчатых колес, их термической обработки и определение допускаемых напряжений.

Основным материалом зубчатых колес служат термически обрабатываемые стали, так как по сравнению с другими материалами они в большей степени обеспечивают высокую контактную и изгибную прочность зубьев. Известно, что из двух зацепляющихся элементов, зуб шестерни подвержен большему числу циклов нагружений по сравнению с колесом. Поэтому для создания равнопрочности, шестерня выполняется из материала с более высокими прочностными характеристиками.

Выбираем сталь 40Х – для колеса К(2) и сталь 40Х – для шестерни Ш(1) – улучшение

Определим допускаемые контактные напряжения

Где

Определяем допускаемые напряжения изгибной выносливости.

Где

– коэффициент долговечности

- коэффициент безопасности

3. Расчет геометрических параметров передачи

   1. Межосевое расстояние.

Предварительное межосевое расстояние

так как

Окружная скорость

Назначаем 8 степень точности по ГОСТ 1643-81

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле

Где для прямозубых колес

– коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружений

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

– коэффициент, учитывающий приработку зубьев

в зависимости от коэффициента

– коэффициент, учитывающий приработку зубьев

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

- степень точности

Принимаем .

2. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

Ширина принимаем

3. Модуль передачи

Максимально допустимый модуль определяют из условия не подрезания зубьев у основания

Минимальное значение модуля , определяют из условия прочности

Где

– коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями

Принимаем модуль .

4. Суммарное число зубьев

принимаем

так как прямозубая передача

5. Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни принимаем

Число зубьев колеса

6. Фактическое передаточное число

7. Диаметры колес

Делительный диаметр шестерни

колеса

диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

шестерни

колесо

- коэффициент смещения у шестерни и колеса

– коэффициент воспринимаемого смещения

– делительное межосевое расстояние

8. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения

- для прямозубых передач

- недогрузка в пределах допустимого

9. Силы в зацеплении

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

10. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента . Действия пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки - максимальный из длительно действующих (номинальный) момент, по которому проводят расчет на сопротивление усталости

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение не должно превышать допустимое напряжение

Где – контактное напряжение при действии номинального момента

- при улучшении

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое

Где - напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.

Проверку выполняем для зубьев шестерни и колеса в отдельности.

Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки.

Где - предел выносливости при изгибе (табл. 2.3[2]).

– максимально возможное значение коэффициента долговечности.

- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки.

- коэффициент запаса прочности.