1. Кинематический и силовой расчет привода:

Определение КПД кинематической цепи привода и выбор электродвигателя

1. КПД привода

где η_цеп - КПД цепной передачи

η_вал - КПД подшипников качения с одного вала

η _пер - КПД цилиндрической передачи

η _м – КПД муфты

2. Требуемая мощность двигателя:

где N_потр – мощность на валу потребителя

Принимаем двигатель по ГОСТ 19523-81 серия 4А 132S4 с частотой вращения вала 1455 об/мин

3. Общее передаточное отношение привода:

4. Разбивка передаточного отношения по ступеням

Где i_цеп - передаточное отношение цепной передачи;

i _ред - передаточное отношение редуктора;

Частота вращения валов

5. Мощность на валах

6. Крутящий момент:

Результаты расчета сведем в таблицу:

№ вала	Мощность, кВт	Частота вращения	Крутящий момент
			Н∙мм	Н∙м
1	5.96	1455	39000	39
2	5.77	1455	37900	37.9
3	5.598	364	147000	147
4	5	160	298000	298

2. Расчет передач привода

1. Расчет цилиндрической передачи:

Назначаем степень точности 7

Выбираем материал и твердость рабочих поверхностей

Для шестерни сталь 50Г, улучшение НВ 250

Для колеса сталь 45, нормализация НВ 200

Расчетное контактное допускаемое напряжение:

где σ_нlimb – предел выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений;

S_Н – коэффициент безопасности, при однородной структуре материала;

Z_Н – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи;

Принимаем коэффициент безопасности

Определим коэффициент долговечности:

Предел выносливости поверхности зубьев σ_нlimb, для углеродистых и легированных сталей, при НВ100-350 находиться по формуле:

Определим долговечность привода:

Определим эквивалентное число циклов перемены напряжения:

При принимаем

Допускаемые контактные напряжения

Расчет ведем по меньшему значению

Коэффициент ширины зубчатого венца относительного диаметра и относительного модуля

так как передача косозубая увеличили в 1.2 раза

Предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния:

Число зубьев колес:

Коэффициент концентрации нагрузки

Предварительное межосевое расстояние:

где К_а – вспомогательный коэффициент

Модуль колес:

где β – угол наклона по делительному цилиндру

Принимаем

Окружной модуль:

Фактическое межосевое расстояние:

Уточнить коэффициент ширины зубчатого венца:

Определить рабочую ширину венца зубчатой передачи:

Принимаем

Определим делительные (начальные) диаметры колес

Расчетная удельная окружная сила при расчете на контактную выносливость

где W_t – удельная окружная сила, Н/мм

следовательно

Скорость вращения колеса

K_HV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

Расчетные контактные напряжения в зоне контакта зубьев МПа:

где Z_M – коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес;

Z_Н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

Z_M = 274 для стальных колес

Z_H = ( 2cosβ /sin2α _wt ) ^½

Z _H = (2 cos 15/ sin 2· 20) ^½ = 1.73

Z ε = ( 1 / ε_α ) ^½

где ε_α – коэффициент торцевого перекрытия

Z ε = (1 / 1.78) ^½ = 0.75

Проверка выполнения условия контактной выносливости активной поверхности зубьев:

σ_Н ≤ 1,05· [σ_Н]

198.33<1.05∙427.3=448.67 МПа – выполняется

Расчетная удельная окружная сила при расчете на изгибную выносливость зубьев

W_Ft = W_t· K_Fβ· K_FV

K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца при изгибе,K_Fβ=1.17

K_FV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, K_FV=1.2943

W_Ft = 10.31·1.17· 1.2943 = 15.61 Н/мм

Допускаемые напряжения изгиба для расчетов на выносливость при длительной работе

[σ_F]=

где σ_Flimb – базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений

N_Flimb. Базовое число циклов перемены напряжений изгиба N_Flimb=4*10⁶

Экспериментальное значение σ_Flimb для углеродистых и легированных сталей, при НВ100-350 находиться по формуле

σ_Flimb = НВ+260,

σ_Flimb1 = 250+260 = 510 МПа,

σ_Flimb2 = 200+260 = 460 МПа

S_F – коэффициент безопасности, для деталей изготовленных из поковок и штамповок S_F=1,7

Для длительно работающих передач при N_FЕ>N_Flimb,Y_N=1,0

[σ_F]₁ = МПа

[σ_F]₂= МПа

Найдем колеса с более слабыми по изгибной выносливости зубьями по меньшему отношению

где y_F – коэффициент учитывающий форму зуба

=>

=>

Определим напряжения изгиба в зубьях колеса с более слабыми зубьями, МПа

где y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Проверка выполнения условия изгибной выносливости:

σ_F < 1.05 [σ_F]

27.74 ≤ 1.05∙270.588 МПа – условие изгибной выносливости выполняется.

Геометрические размеры зубчатых колес

Диаметр вершин

Диаметр впадин

2.2 Расчет цепной передачи

Исходные данные:

Предварительно оценивают шаг резьбы:

где m_p – коэффициент учитывающий рядность цепи

Подбор цепи:

ПР-25.4-5670

Таблица – Параметры цепи

	Обозначение	Значение
Шаг	P	25.4
Масса одного метра цепи	q, кг	2.6
Площадь проекции опорной поверхности шарнира	А,мм2	179.7
Разрушающая нагрузка	Fразр, кН	56.7

Числа зубьев звездочек

Принимаем число зубьев 25

Принимаем число зубьев 56

Предварительное межосевое расстояние

Число звеньев цепи

Округляем до целого числа и принимаем

Уточненное межосевое расстояние

Делительные диаметры звездочек

Оцениваем долговечность цепи по частоте ударов звена цепи о звездочки

где – допускаемая частота ударов звена цепи

Окружная сила

Коэффициент эксплуатации цепной передачи

где - коэффициент, зависящий от характера нагрузки

- коэффициент, зависящий от метода регулировки межосевого расстояния

- коэффициент, зависящий от межосевого расстояния

- коэффициент, зависящий от положения передачи

- коэффициент, зависящий от метода смазки

- коэффициент, зависящий от продолжительности работы

Допускаемое удельное давление

Определяется по справочным данным

Фактическое удельное давление в шарнире цепи

Общее натяжение цепи

где - натяжение от собственного веса цепи

- натяжение цепи от действующих центробежных сил

где - масса одного метра цепи

- межосевое расстояние

- коэффициент зависящий от положения центра звездочек

где - средняя скорость цепи

Запас прочности цепи на разрушение

где - допускаемый запас прочности

Условие прочности выполняется

Нагрузка на валы цепной передачи

Где - коэффициент нагрузки вала

3. Проектировочный (ориентировочный) расчет валов

Определим диаметр вала под подшипник

где Т - вращающий момент на валу, Н·мм

[_кр]_II^{’ ст 45} - допускаемое напряжение на кручение

Ведущий вал

Принимаем диаметр вала под подшипник 25мм

Диаметр вала под колесо

Так как расчетный диаметр колеса 45 мм изготавливаем вал шестерни

Диаметр вала под манжетное уплотнение принимаем 25 мм

Диаметр вала на выходе

Ведомый вал

Принимаем диаметр вала под подшипник 35мм

Диаметр вала под колесо

Диаметр вала под манжетное уплотнение

Диаметр вала на выходе

Диаметр вала под упор

4. Выбор способа и типа смазки подшипников

При окружной скорости колеса, погруженного в масло V<15м/с, можно применить смазку передач окунанием колес (картерную).

При V>1м/с разбрызгивание масла внутри редуктора настолько интенсивное, что образуется “масляный туман”, которого достаточно для смазки неизолированных от внутренней полости редуктора подшипников.

При скорости вращения колеса до 2 м/с (V= 1 м/с ) и контактных напряжениях до 600 МПа кинематическая вязкость масла для смазывания зубчатых передач должна быть = 34· 10^-6 м²/с, что соответствует индустриальному маслу И-40А.

Объем масла необходимый для смазывания зубчатой передачи и подшипников найдем по формуле:

где N – мощность двигателя, N=5.96 кВт.

5. Первая эскизная компоновка редуктора

5.1 Определение толщины стенки и размеров фланцев корпуса редуктора

Толщина стенки нижней части чугунного корпуса редуктора определяется:

 = 0.025∙а_w + 1

= 0.025·103.5 + 1= 3.6 мм

где а_w - межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи.

Из технологических соображений принимают  = 8 мм

Толщина стенки крышки корпуса

 _{1 =} 0.9· 

 ₁= 0.9· 8 = 7,2 мм;

Из технологических соображений принимают  ₁ = 8 мм

Расстояние от колеса до внутренней поверхности стенки корпуса редуктора: по торцу колеса принимают равным , по радиусу

1.2·  =1.2· 8 = 9.6 мм;

Из технологических соображений принимают  = 10 мм;

5.2 Определение диаметров фланцевых болтов

Диаметры фундаментальных болтов, [2, с.23];

d₁=0.03a_w + 12 = 0.03·103.5 + 12 = 15.11 мм

Принимаем d₁^гост = 16 мм

Диаметры болтов, скрепляющих фланцы корпуса у подшипников:

d₂=0.7d₁ = 0.7·16 = 11.2 мм

Принимаем d₂^гост = 12 мм

Диаметры болтов, скрепляющие тонкие фланцы основания корпуса и крышки:

d₃ = 0.5· d₁ = 0.5· 12 = 8 мм;

Принимаем d₃^гост = 8 мм

Ширину бобышки фланцев корпуса редуктора задают достаточным для размещения на них головки болта и гайки (по таблице 6.1).

Таблица 6.1

Диаметры резьбы болтов	М8	М10	М16
Ширина фланца или бобышки, мм	25	33	39
Расстояние от наружной поверхности стенки корпуса до оси болта, мм	14	18	21