1.Кинематический расчет привода.

1.1.Выбор электродвигателя.

1.1.1.Требуемая мощность электродвигателя.

,

где: P_B - мощность выходного вала, – КПД общего привода

где - КПД ременной передачи ,- КПД цилиндрического редуктора .

По табл. :

Тогда

Требуемая мощность электродвигателя:

1.1.2 Ожидаемое общее передаточное число с учётом передач для проектируемого привода.

Требуемая частота вращения вала двигателя:

1.1.3.Выбор электродвигателя.

По табл.3 выбираем электродвигатели:

Выбран электродвигатель АИР 100S4/1410 с параметрами:

1.2 Определение передаточных чисел передачи.

Уточненное значение общего передаточного числа:

Разбивка передаточного числа по ступеням привода:

1.3.Определение частоты вращения, мощности, вращающего момента на валах привода.

1.3.1.Частота вращения.

Вал электродвигателя:

Быстроходный вал редуктора:

Тихоходный вал редуктора:

Выходной вал:

1.3.2.Мощность.

Вал электродвигателя:

Быстроходный вал редуктора:

Тихоходный вал редуктора:

Выходной вал:

1.3.3.Вращающий момент.

Вал электродвигателя:

Быстроходный вал редуктора:

Тихоходный вал редуктора:

Выходной вал:

Общий КПД привода
Электродвигатель АИР 100S4/1410
Вал	Частота вращения,	Угловая скорость,	Расчетная мощность, кВт	Вращающий момент, Нм	Передаточные числа
Двигатель	1410	147,58	2,49	16,87	=10,84
Быстроходный	520,29	54,45	2,36	43,34
Тихоходный	130	13,11	2,29	174,67
Выходной	130	13,11	2,29	174,67

2.Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора на прочность.

2.1.Исходные данные для расчета.

Параметры	Быстроходная передача
Кинематические и силовые параметры: U – передаточное число n1 – частота вращения шестерни T1 – вращающий момент	U=UБ=4 n1=nп=520,29 Т1=ТБ=43,34
Сведения о схеме передачи: вид передачи	косозубая
Требуемая долговечность (ресурс) Lh,ч
Объём производства Q по заданию, шт/г	массовое
Режим работы:	постоянный

2.2.Проектировочный расчет.

2.2.1.Выбор материала и твердости колес.

Расчет выполняем для косозубой цилиндрической передачи редуктора, промежуточный вал которого нагружен вращающим моментом

Т₁=43,34 Hм. В соответствии с рекомендациями и таблиц 2 и 3 для косозубой передачи материал колёс передачи:

Зубчатое колесо	Сталь	Термообработка	Твёрдость расчётная	бТ ,МПа
Шестерня	45	Улучшение	285HB	650
Колесо	45	Улучшение	250 HB	540

2.2.2.Ориентировочное значение межосевого расстояния.

где значение коэффициента K=10 выбираем по табл.4

степень точности выбираем из табл.6

2.2.3.Допускаемые напряжения.

2.2.3.1.Допускаемые контактные напряжения.

Для расчёта контактных допускаемых напряжений определяем:

Пределы контактной выносливости колёс передачи по табл.7:

Коэффициент запаса прочности по табл.7:

;

Для расчёта коэффициентов долговечности определяем:

по табл.8 базовое число циклов нагружения колёс передачи:

;

эквивалентное число циклов нагружения колёс передачи:

Коэффициент долговечности:

Принимаем =1

Коэффициенты шероховатости по табл.9:

Коэффициенты окружной скорости по табл.10:

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

Для расчёта косозубой цилиндрической передачи принимаем допускаемое контактное напряжение:

2.2.3.2 Допускаемые напряжения изгиба.

Для расчёта допускаемых напряжений изгиба определяем:

Предел выносливости колёс при изгибе по табл.11:

Коэффициент запаса прочности по табл.11:

Для расчёта коэффициентов долговечности определяем:

показатели степени кривой усталости по табл.11:

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колёс:

Коэффициент долговечности:

Коэффициент шероховатости переходной поверхности:

Коэффициент влияния реверсивности:

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

2.2.4.Межосевое расстояние.

Для расчёта межосевого расстояния определим:

Коэффициент ширины зубчатого венца:

Коэффициент внешней динамической нагрузки:

Коэффициент внутренней динамики:

K_HV=1,025 (по табл.)

При несимметричном креплении вала :

K^о_Hβ=1,03

K_HW=0,265

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы:

После приработки:

Межосевое расстояние:

Принимаем стандартное межосевое расстояние по табл.17: a_w=120

2.2.5.Модуль передачи.

Ширина зубчатого венца:

принимаем b₂=38мм

Коэффициент внешней динамической нагрузки:

K_A=1

Коэффициент внутреннего динамического нагружения по табл:

K_FV=1,05

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:

Коэффициент нагрузки при расчёте изгибающей прочности:

Минимальное значение модуля:

Принимаем стандартный модуль m=2,0

2.2.6.Основные размеры передачи.

Число зубьев, угол наклона, коэффициент смещения.

Минимальный угол наклона зубьев:

=

Суммарное число зубьев:

Фактический угол наклона:

Число зубьев шестерни и колеса:

Коэффициент смещения по табл.19:

x₁=0;x₂=0

Фактическое передаточное число:

Геометрические параметры передачи:

Делительное межосевое расстояние:

Делительный диаметр шестерни и колеса:

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:

Ширина зубчатого венца колеса и шестерни:

Коэффициент торцевого и осевого перекрытия:

Угол профиля и угол зацепления:

2.3.Проверочный расчёт.

2.3.1.Расчет на контактную прочность.

Контактные напряжения:

Контактная прочность обеспечена.

2.3.2.Расчет на прочность при изгибе.

Окружная сила :

Коэффициенты формы зуба (при x₁=x₂=0):

Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев:

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Напряжение изгиба для зубьев колеса и шестерни:

Определим менее прочное по изгибной прочности колесо:

2.3.3.Расчет на прочность при действии максимальных пиковых нагрузок.

где =640МПа – предел текучести.

Контактная прочность обеспечена

2.4.Силы в зацеплении передачи.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила: