1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

В общем машиностроении большинство машин приводятся в движение от трехфазных электродвигателей переменного тока. Наиболее широкое распространение имеют двигатели серии 4А [1, с 11 ].основными характеристиками которых являются номинальная мощность и номинальное число оборотов вращения ротора. Ориентировочные значения КПД передач и элементов привода[1,c13].

Марка: 4АМ132S4У3

Общее передаточное отношение привода и его разбивка по ступеням. Рекомендации по выбору передаточных отношений для отдельных ступеней привода [1,c15] .Передаточное число закрытых передач [1,c16].

Рассчитанные кинематические и силовые параметры валов привода сведены ниже в таблицу.

Таблица 1. Кинематические и силовые параметры валов привода.

Вал	Р, Кл Мощность	𝚗, об/мин Число оборотов	ω 1/с угл. скорость	Т н*м Момент
1	5.77	1445	152.29	37.9
2	5.369	291	30.458	176.2
3	4.99	100	10.47	477.1

Мощность на валах:

2. Проектный и проверочный расчет закрытой передачи

2.1Выбор материала для изготовления конических колес редуктора

Механические характеристики сталей[1, c23].

Сталь 45; Шестерня D=80;S=50

269…302 HB (285.5)

Колесо D=125;S=80

235…262HB (248.5)

2.2.Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Допускаемые контактные напряжения определяем по зависимости:

Предел контактной выносливости и коэффициентов безопасностидля стальных зубчатых колес из углеродистых и легированных сталей [1,c25].

Коэффициент долговечности вычисляем по формуле:

Базовое число циклов нагруженных для контактных напряжений в зависимости от поверхностной твердости зубьев колес [1,c25].

Число циклов нагруженной за весь срок службы при работе нереверсивной передачи с постоянной нагрузкой:

бщее время работы передачи:

Колесо: D=125;S=80

235…262HB

Допускаемое напряжение изгиба:

Пределы изгибной выносливости и коэффициенты безопасностидля стальных зубчатых колес при работе одной стороной[1,c27].

Шестерня:

Колесо:

Рассчитанные механические свойства выбранных материалов колес сведены ниже в таблицу.

Таблица 2. Механические свойства выбранных материалов колес.

Элемент Передачи	Материал	Термообработка	Конт. Напр.	Изгибное напр. мПА
Шестерня	45	Улучшение	582.7	293.8
Колесо	45	Улучшение	515	256

2.3.Проектный расчет закрытой конической прямозубой передачи

Определяем диаметр внешней делительной окружности шестерни.

Коэффициент К в зависимости от поверхности твердости изубьев шестерни и колеса соответственно имеет следующее значения:

-при ≤350HB,≤ 350HBK=30;

-при ≥45HRC,≤350HBK=25;

-при ≥45HRC,≥45HRCK=22.

Окружную скорость , м/с, на среднем делительном диаметре вычисляем по формуле:

Значение коэффициентов и[1,c45].

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм:

Значение коэффициента внутренней динамической нагрузки для прямозубых конических колес [1,c46].

Значение коэффициента вычисляем ориентировочно:

Угол делительного конуса шестерни:

Внешнее конусное расстояние

Ширина зубчатого венца b=(0.2…0.3)*=0.285*156.25=44.53

Определяем модуль передачи. Внешний торцовый модуль передачи:

Значение коэффициента внутренней динамической нагрузки для прямозубых конических колес [1,c35].Для конических колес с круговыми зубьями значение[1,c35].

Находим число зубьев шестерни и колеса:

Полученные значения округляем в блажащую сторону до целого числа.

Фактическое передаточное число определяем как

Отклонение от заданного значения:

Вычисляем действительные геометрические параметры передачи и сводим их в таблицу.

Таблица 3. Основные геометрические соотношения конических зубчатых передач.

Параметры	Расчетные формулы для прямозубой передачи
Внешний делительный диаметр, мм Шестерни Колесо
Внешнее конусное расстояние, мм	0.5*2*
Угол делительного конуса, град с точностью до 1 Шестерни Колесо
Ширина зубьев	b0.285*
Средний модуль, мм.
Средний делительный диаметр ,мм Шестерни Колесо
Высота головки зуба, мм
Высота ножки зуба, мм
Угол ножки зуба, град
Угол головки зуба, град	=
Внешний диаметр вершин зубьев, мм Шестерня Колесо	d
Внешний диаметр впадин зубьев, мм Шестерни Колесо

Находим силы, действующие в зацеплении.

Проверяем передачу на контактную прочность:

[1,c34;35].

Определяем процент перегрузки:

Полученные результаты находятся в пределах допускаемой нормы.

9.Расчетные напряжения изгиба составляет :

Где [1,c36] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колесдля шестерни

Для колеса:

H/mm

Расчет выполнялся нами для наиболее слабого звена передачи, найденного сравнением отношений:

для шестерни: =94.08

для колеса: