1-электродвигатель; 2- открытая зубчатая пара; 3-цилиндрический редуктор; 4- цепная передача.

Исходные данные: ,

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой

расчет привода

1.1 Находим общий КПД привода:

где:

= 0,95 – КПД цепной передачи;

= 0,98 – КПД зубчатой с цилиндрическим колесами (редуктора)

= 0,96 – КПД зубчатой открытой передачи;

= 0,99 – КПД пары подшипников

2. Определяю требуемую мощность электродвигателя:

Выбираю электродвигатель 132М6/970 ,

1.3 Общее передаточное отношение привода.

2. Частота вращения валов:

=

1.5 Угловые скорости валов:

1.6 Мощности на валах:

1.7 Крутящий момент на валах:

1.8 Данные заношу в таблицу:

№ вала	параметры
	Т, Н·м	ω, рад/с	Р, кВт	n, мин-1
1	56,65	101,5	5,75	970
2	123,8	44,13	5,46	421,7
3	480,4	11,03	5,29	105,4
4	1355,4	3,67	5	35

2 Расчет цилиндрической передачи редуктора

2.1 Выбор материалов зубчатых колёс и термической обработки

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал с механическими: для шестерни - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ=230, для ко­леса сталь 45, термическая обработка - улучшение, НВ=200.

2.2. Определяю допускаемые контактные напряжения:

Где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По таблице для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев меннее HB 350 и термообработкой (улучшение):

Колесо: Ϭ_Hlimb=2HB+70=2 200+70=400+70=470 н/мм²;

Шестерня: Ϭ_Hlimb=2HB+70=2 230+70=460+70=530 н/мм²;

K_HL-коэффициент долговечности работы зубчатой пары; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового то принимают K_HL=1. коэффициент безопасности: принимается [S_H]=1,1. Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

для шестерни:

для колеса:

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

Требуемое условие выполнено.

Коэффициент нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны ременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев.

Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

2.3 Определяю межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где для косозубых колес .

Принимаем:

2.4 Модуль зацепления

=(0,01-0,03); α_w=0,02 125=2,5мм

Приравниваем по стандартному значению по ГОСТ9563-80 =2,5мм.

5. Определяю число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем предварительно угол наклона зубьев .

Принимаем = 20

Тогда = · U = 20 · 4 = 80

Уточненное значение угла наклонов зубьев

2.6Основные размеры шестерни и колеса:

Делительные диаметры:

=

=

Проверка:

= = = 125 мм

Диаметры вершин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2 = 50 + 2· 2,5 = 55 мм

d_a2 = d₂ + 2 = 200 + 2· 2,5 = 205 мм

Ширина колеса:

b₂ = · = 0,4 125= 50 мм

Ширина шестерни:

b₁= b₂ + 5 = 50 + 5 = 55 мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

= = = 1,1

Окружная скорость колес:

с

При такой скорости принимаем 8-ую степень точности.

2.7 0пределяем коэффициент нагрузки:

Значения даны в таблице: при , твердости HB350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжений цепной передачи

По таблице при и 8-й степени точности По таблице для косозубых колес при имеем = 1,0.

Таким образом

2.8 Проверка контактных напряжений

_{Н =} = = 337 МПа

2.9 Силы действующие в зацеплении

Окружная:

Радиальная:

Осевая:

2.10 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

где:

По таблице при , твердости HB350 и несимметричном расположении колес относительно опор по таблице Таким образом, коэффициент

– коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

У шестерни:

У колеса:

При этом и

Допускаемые напряжение:

По таблице для стали 45 улучшенной при твердости HB350

Для шестерни:

Для колеса:

Коэффициент безопасности

, поэтому

Определяем допускаемое напряжение:

-для шестерни

-для колеса

Находим отношения :

Для шестерни:

Для колеса:

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

_{Определим коэффициент} и

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия пени точности

Проверяем прочность зуба

Условие прочности выполнено.

3 Рассчитываю цепную передачу

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТ 13568-75) и определяем шаг; предварительно вычисляем величины, входящие в эту формулу:

а) - вращающий момент на валу ведущей звёздочке, ;

б) – коэффициент:

Следовательно:

в) числа зубьев звёздочек:

ведущей:

ведомой :

г)среднее значение [p] принимаем ориентировочно по табице;

[p]= 20 ;

число рядов цепи m=1;

д) находим шаг цепи:

мм

По таблице принимаю ближайшее большее значение t=38,1;

проекция опороной поверхности шарнира ; разрушающая нагрузка Q=31,8кг/м; q=1,9 кг/м.

4 Проектный расчет валов редуктора

4.1 Принимаем материал для ведущего вала Сталь 45 термообработка – улучшение,

Определяем диаметр выходного конца :

Диаметр вала;

Диаметр под уплотнение;

Диаметр вала под подшипник;

Диаметр вала под шестерню.

Подбираю радиальные шариковые подшипники средней серии 306.

4.2 Принимаем материал для ведомого вала Сталь 45, термообработка – нормализация,

Определяем диаметр выходного конца

мм – диаметр выходного конца вала;

мм – диаметр вала под подшипник;

мм – диаметр вала под зубчатое колесо;

мм – диаметр вала под буртик.

Подбираю радиальные шариковые подшипники средней серии 308.

Рисунок 3. Эскиз ведомого вала

5. Конструктивное оформление зубчатых колес редуктора

Шестерню выполняем за одно целое с валом. Ее размеры d1 = 44,8 мм; da1 = 48,8 мм; b1 = 50 мм

Размеры кованого колеса: d2 = 179,2 мм; da2 = 183,2 мм; b2 = 45 мм;

Определяем диаметр ступицы:

мм (79)

Определяем длину ступицы:

67,5 мм (80)

Принимаем

Определяем толщину обода

(81)

Принимаем:

Определяем толщину диска

С = 0,3 · (82)

(83)

(84)

(85)

6. Конструктивное оформление корпуса и крышки редуктора

Определяем толщину стенок крышки

принимаем

(87) принимаем

Определяем толщину фланцев поясов корпуса и крышки

Верхнего пояса корпуса и крышки

b = 1,5 = 1,5 (88)

b1 = 1,5 = 1,5 ;

Нижнего пояса корпуса

р = 2,35 принимаем р= 20 мм

Определяем диаметры болтов

Фундаментальных болтов

d1 = ( )a + 12 = ( )112 +12 =15,4 16,03 мм, принимаем болты с резьбой М16. (89)

Крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2 = ( ) d1 = ) =11,2 12 мм, принимаем болты с резьбой М12. (90)

Соединяющих крышку с корпусом

d3 = ( ) d1 = ) =8 9,6 мм, принимаем болты с резьбой М10. (91)

7. Расчет подшипников на долговечность

Подбор подшипников

Для ведущего вала подбираем шариковые радиальные 306 с параметрами:

d = 30 мм; D = 72 мм; B = 19 мм; C = 21,6 кН;

Для ведомого вала 208 с параметрами:

d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм; C = 25,1 кН;

Усилия действующие на валы

Ведущий вал:

От ременной передачи:

; (92)

От косозубой цилиндрической передачи редуктора:

Окружная

Силы в зацеплении равны, но направлены в разные стороны

Ведомый вал:

Ведущий вал. Определяем опорные реакции, предварительно составив расчетную схему, изгибающие моменты и строим эпюры

Расстояние между опорами (подшипниками) и точками приложения сил находим по чертежу

Горизонтальная плоскость «Н»

∑m(A) = 0; (93)

(94)

∑m(B) = 0; (95)

(96)

Проверка: (97)

Изгибающие моменты:

; (98) ; (99)

; (100)

Вертикальная плоскость «V»

∑m(A) = 0; (101)

(102)

∑m(B) = 0; (103)

(104)

Изгибающие моменты:

(105)

Проверка долговечности подобранных подшипников

Суммарные реакции

(106)

(107)

Эквивалентная нагрузка для подшипника А не воспринимающего нагрузку

; (108)

Расчетная долговечность млн.об.

(109)

Расчетная долговечность, ч.

ч (110)

Рассмотрим подшипник В, воспринимающий осевую нагрузку

Отношение этой величине (табл. 7.3 [1]) соответствует С 0,216

Отношение

По табл. 7.3 [1] при находим

Х = 0,56; y = 2,256

Эквивалентная нагрузка ; (111)

X = 0,56; V = 1; = 1,2

ч.

Найденная долговечность подшипников приемлема.

Рисунок 4. Эпюры ведущего вала

Ведомый вал

Горизонтальная плоскость «Н»

∑m(A) = 0; (112)

(113)

∑m(B) = 0; (114)

(115)

Проверка: (116)

Изгибающие моменты:

; (117)

; (118)

Вертикальная плоскость «V»

Опорные реакции

(119)

Изгибающие моменты:

(120)

Суммарные реакции

(121)

(122)

Более нагруженным является подшипник А, воспринимающий, кроме радиальных усилий, осевую.

Для него эквивалентная нагрузка

; (123)

V = = 1;

По табл. 7.3 [1] при находим е= 0,207

Находим отношение

По табл. 7.3 [1] при оределим

Х = 0,56; y = 2,008

Получим

Расчетная долговечность млн.об.

Расчетная долговечность, ч.

ч

Рисунок 4. Эпюры ведомого вала

8. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок (см. табл.6.9)

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности [по формуле 6.22]

(124)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

Ведущий вал.

d = 24 мм; b · h = 8 · 7 мм; = 4 мм; длина шпонки l = 30 мм (при длине ступицы шкива 38 мм); момент на ведущем валу