Энергетический и кинематический расчет привода

Содержание
 Введение
1         Энергетический икинематический расчет привода
2         Выбор материала иопределение допускаемых напряжений для зубчатых передач
3         Расчет тихоходнойцилиндрической зубчатой передачи.
3.1      Проектный расчетпередачи
3.2      Проверочныйрасчет передачи на контактную выносливость.
3.3      Проверочныйрасчет передачи на напряжение изгиба.
3.4      Расчетгеометрических параметров передачи.
3.5      Силы в зацеплениизубчатых колес.
4         Расчетпромежуточной цилиндрической зубчатой передачи.
4.1      Расчет быстроходнойзубчатой передачи.
5         Расчет валов.
5.1      Проектный расчетвалов.
5.2      Проверочныйрасчет тихоходного вала редуктора.
6         Выбор подшипниковкачения.
6.1      Проверочныйрасчет подшипников тихоходного вала.
7         Расчет шпоночныхсоединений.
8         Выбор муфт.
9         Смазка редуктора.
10 Список использованных источников.

Введение
«Детали машин» являютсякурсом, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов.
Любая машина (механизм)состоят из деталей.
Деталь – такая частьмашины, которую изготавливают без сборочных операций. Они могут быть простыми исложными. Детали объединяют в узлы.
Узел представляет собойзаконченую сборочную единицу, состоящую из ряда деталей, имеющих общеефункциональное назначение.
Детали общего назначенияприменияют в машиностроении в очень больших количествах. Поэтому, любоеусовершенствование методов расчета и конструкции этих деталей, уменьшаютзатраты материала, понижают стоимость производства, повышают долговечность, кчему и надо стремиться.
Также конструкция должнаобеспечивать легкую доступность к узлам и деталям, для их осмотра и замены.Сменные детали должны быть взаимозаменяемыми с запасными частями.

/>

Особые указания.
1.        Редуктор иэлектродвигатель закреплены на общей раме.
2.        Нагрузкаравномерная.
3.        Работатрехсменная.
4.        Срок службы редуктора8 лет.
5.        Расстояние междутяговыми звездочками Lпринять:
L = (1,1 – 1,5)*D0;
где D0– диметр звездочки.
6.        Ft – тяговое усилие одной цепи.
7.        P – шаг цепи.
8.        z – число зубьев звездочки.
9.        v – скорость движения конвейра.
Разработать.
1.        Общий видпривода.
2.        Редуктор.
3.        Вал созвездочками и подшипниками.
4.        Раму.
5.        Рабочие чертежидеталей.
6.        

1     Энергетическийи кинематический расчет привода
Расчитаем сначаламощность, потребляемую пластинчатым конвейером по формуле:
Pб = Ft*v;        (1.1)
где:
Ft – тяговое усилие одной цепи;
v – скорость движения конвейра.
Так как у нас двезвездочки, то и цепи будет две. Следовательно формула (1.1) выглядит так: Pб = 2*Ft*v = 2*4,50*0,25 = 2,25кВт.
Затем находим частотувращения звездочек по формуле:
nб= 60000*v/D;       (1.2)
где:
v – скорость движения конвейра;
D – диаметр звездочки.
Так как D = P*z
где:
P – шаг цепи;
z – число зубъев звездочки.
Следовательно формула(1.2) выглядит следующим образом.
nб = 60000*v/P*z = 60000*0,25/100*12 = 12,5 мин-1;
После, находимнеобходимую мощность электродвигателя:
Рэ.д.н. = Рб/0;
где  Рб –потребляемая пластинчатым конвейером мощность;
0– общий коэффициент полезного действия привода, онравен:
0= 5п.к. * 3зуб.п.* 2м = 0,995*0,973*0,992= 0,85;
где п.к. – коэффициент полезного действиязубчатой прямозубой передачи.
зуб.п – коэффициент полезного дкйствиязубчатой прямозубой передачи.
м – коэффициент полезного действия муфты.
Рэ.д.н. =2,25/0,85 = 2,65 кВт;
Далее определяеморентичовачное передаточное отношение привода:
U0= Uб.з.п. * Uпр.з.п. * Uт.з.п. = 4*3,7*3 = 44,4  (1.3)
где Uб.з.п. – передаточное отношениебыстроходной зубчатой передачи.
Uпр.з.п. – передаточное отношениепромежуточной зубчатой передачи.
Uм.з.п.  — передаточное отношение тихоходнойзубчатой передачи.
Определяем частотувращения электродвигателя.
nэ.д.н. = nб * U0= 12,5 * 44,4 = 555 мин-1;
где — nб частота вращения звездочек;
U0– передаточное отношение привода.
Выбираем двигатель типа4А112МВ8УЗ, мощностью Р=3 кВт и частотой вращения n=665 мин-1.
Следовательно после этогоуточняем общее передаточное число привода:
U0 = nэ.д./nб = 665/12,5 = 53

где nэ.д. – частота вращения двигателя;
nб – частота вращения звездочек.
Так как выражение (1.3)равняется 53, то
U0= Uб.з.п. * Uпр.з.п. * Uт.з.п.= 4,1*3,8*3,4 = 53.
Отсюда следует, чтопередаточное число быстроходной ступени зубчатой передачи равно 4,1; тихоходной– 3,4; промежуточной – 3,8.
После этого находим всечастоты вращения валов.
n1 = nэ.д. = 665 мин-1;
n2 = n1/Uб.з.п. = 665/4,1 = 162 мин-1;
n3 = n2/Uп.з.п. = 162/3,8 = 42,6 мин-1;
n4 = n3/Uт.з.п. = 42,6/3,4 = 12,5 мин-1;
n5 = n4 = 12,5 мин-1;
Затем определим мощностина валах.
Р1 = Рэ.д.* м * п.к. = 2,65*0,99*0,99 = 2,60 кВт;
Р2 = Р1* з.п. * п.к. = 2,60*0,97*0,99 = 2,50кВт;
Р3 = Р2* з.п. * п.к. = 2,50*0,97*0,99 = 2,40кВт;
Р4 = Р3* з.п. * п.к. = 2,40*0,97*0,99 = 2,30кВт;
Р5 = Р4* з.п. * п.к. = 2,30*0,97*0,99 = 2,25кВт;
Вычеслим крутящие моментына валах.Т= 9559*Р/n;где Р – мощность на валу;
n – частота вращения вала.

Т1 = 9559*Р1/n1 = 9550*2,60/665 = 37,3 Н*м;
Т2 = 9559*Р2/n2 = 9550*2,50/162 = 147,4 Н*м;
Т3 = 9559*Р3/n3 = 9550*2,40/42,6 = 538 Н*м;
Т4 = 9559*Р4/n4 = 9550*2,30/12 = 1757б2 Н*м;
Т5 = 9559*Р5/n5 = 9550*2,25/12,5 = 1719 Н*м;
Определяем угловыескорости на валах.
 = *n/30;
где n – частота вращения вала.
1 = n1/30= 3,14*665/30 = 69,6 мин-1;
2 = n2/30= 3,14*162/30 = 16,96 мин-1;
3 = n3/30= 3,14*42,6/30 = 4,4 мин-1;
4= n4/30 = 3,14*12,5/30 = 1,3 мин-1;
5= n5/30 = 3,14*12,5/30 = 1,3 мин-1;

2         Выборматериала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач
Шестернии зубчатые колеса изготавливаются из стали 40Х твердость поверхности которыхменее 350, что позволяет производить чистовое нарязание зубъев послетермообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогихотделочных операций (шлифофки, притирки, и т.п.). Колеса этой группы хорошоприрабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках.
Определим допускаемыенапряжения для тихоходной зубчатой передачи.Шестерня – сталь 40ХНВ250.
нр1 =0,9*нlim1*zN1/Sн1 = 0,9*570*0,95/1,2 = 406 МПа;
где нlim – пределы контактной выносливостишестерни.
нlim1 = 2*HHB+70 = 2*250+70 = 570 МПа;
zN1 – коэффициент долговечности шестерни.
/>;
где Nнlim – базовое число циклов напряжений,соответствующее пределу выносливости.
Nнlim = 30* HHB2,4 = 30*2502,4 = 17067789;

Nк – расчетное число циклов напряжений при постоянномрежиме нагрузки.
Nк = 60*n*c*t = 60*42,6*1*19008 = 48584448;
где n – частота вращения шестерни;
с- число колес,находящихся в зацеплении с расчитываемым;
t – число часов работы передачи зарасчетный срок службы.
t = 0,33*24*8*300 = 19008 ч.
Sн1 – коэффициент запаса прочностишестерни;
Sн1=1,2 – при однородной структуре зуба.
Колесо – сталь 40HB230
нр2 =0,9*нlim2*zN2/Sн2 = 0,9*530*1/1,2 = 397,5 МПа;
нlim2 = 2*HHB+70 = 2*230+70 = 530 МПа;
/>;
Nнlim = 30* HHB2,4 = 30*2302,4 = 13972305;
Nк = 60*n*c*t = 60*12,5*1*19008 = 14256000;
нр =0,45 (нр1+нр2)
нр =0,45 (406+397,5)
361,6 МПа
Определим допускаемыенапряжения изгибы.
FP1 = Flim * YN1* YA1 / SF1= 437,5*0,66*0,75/1,4 = 155 МПа;
где Flim1 – пределы изгибной выносливости шестерни;
Flim1 = 1,75*HHB = 1,75*250 = 437,5 МПа;
YN1 – коэффициент долговечности;
/>;

  где NFG – базовое число циклов переменынапряжений
NR – расчетное число циклов, NR = NK, напряжений при постоянном режименагрузки;
YA1 – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннейприложенной нагрузки;
FP2 = Flim2*YN2*YA2 / SF2= 402,5*0,8*0,75/1,4 = 172,5 МПа;
Flim2 = 1,75*HHB = 1,75*230 = 402,5 МПа;
/>;
Для промежуточнойзубчатой передачи.
Шестерня – сталь 40ХHB255.
нр1 =0,9*нlim1*zN1/Sн1 = 0,9*580*0,89/1,2 = 387 МПа;
/>;
Nнlim = 30* HHB2,4 =30*2552,4 = 17898543;
Nк = 60*n*c*t = 60*162*1*19008 =184787760;
нlim1 = 2*HHB+70 = 2*255+70 = 580 МПа;
Колесо – сталь 40ХHB235.
нр2 =0,9*нlim2*zN2/Sн2 = 0,9*540*0,94/1,2 = 381 МПа;
/>;
Nнlim = 30* HHB2,4 =30*2352,4 = 14712420;
Nк = 60*n*c*t = 60*42,6*1*19008 =48584448;
нlim1 = 2*HHB+70 = 2*235+70 =540 МПа;
нр= 0,45 (387+381)
       346 МПа

Определяем допускаемыенапряжения изгиба.
FP1 = Flim1*YN1*YA1 / SF1= 446*0,53*0,7/1,4 = 118 МПа;
Flim1 = 1,75*HHB = 1,75*255 = 446 МПа;
/>;
FP2 = Flim2*YN2*YA2 / SF2= 411*0,66*0,7/1,4 = 136 МПа;
Flim2 = 1,75*HHB = 1,75*235 = 411 МПа;
/>;
Для быстроходной зубчатойпередачи.
Шестерня – сталь40ХНВ260.
нр1 =0,9*нlim1*zN1/Sн1 = 0,9*590*0,83/1,2 = 367 МПа;
/>;
Nнlim = 30* HHB2,4 =30*2602,4 = 18752418;
Nк = 60*n*c*t = 60*665*1*19008 =758419200;
Колесо – сталь 40ХНВ240.
нр2 =0,9*нlim2*zN2/Sн2 = 0,9*550*0,88/1,2 = 363 МПа;
/>;
нlim1 = 2*HHB+70 = 2*240+70 = 550 МПа;
нр =0,45 (367+363)
328,5 МПа

 Определяем допускаемыенапряжения изгиба.
FP1 = Flim1*YN1*YA1 / SF1= 455*0,42*0,8/1,4 = 109 МПа;
Flim1 = 1,75*HHB = 1,75*260 = 455 МПа;
/>;
FP2 = Flim2*YN2*YA2 / SF2= 420*0,53*0,8/1,4 = 127 МПа;
Flim2= 1,75*HHB = 1,75*240 = 420 МПа;
/>;

3         Расчеттихоходной цилиндрической зубчатой передачи
Исходные данные длярасчета тихоходной цилиндрической зубчатой передачи:
N – передаваемая мощность, кВт;
N = 2,40 кВт;
n1 – частотавращения шестерни, мин-1;
n1 = 42,6 мин-1;
n20– желаемая частота вращения колеса, мин-1;
n20= 12,5 мин-1;
n2д – допустимое отклонение частотывращения колеса от желаемой, мин-1;
n2д = 0,62 мин-1;
t – число часов работы передачи за расчетныйсрок службы;
t = 0,33*24*8*300 = 19008 ч.
3.1      Проектныйрасчет передачи
Расчитаем момент нашестерне по формуле:
T1 = 9550*N*к/n1 = 9550*2,40*1,3/42,6 = 699 Н*м;
где N – передаваемая мощность, кВт;
n1 – частота вращения шестерни, мин-1;
к – коэффициент нагрузкипередачи, к = кv * к = 1,3;
где кv – коэффициент динамической нагрузки;
к — коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;
Затем вычисляемпредполагаемое передаточное число по формуле:

 U0= h1/h02= 42,6/12,5 = 3,4
где h1 – частота вращения шестерни, мин-1;
h02 – желаемая частота вращения колеса, мин-1;
Выбираем предполагаемыйкоэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра: b0d = 0,8;
Расчитываемпредполагаемое межосевое растояние по формуле:
/>г
де T1 – расчетный момент на шестерне;
U0– предполагаемое передаточное число;
b0d – предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительноее начального диаметра;
нр –допускаемое контактное напряжение передачи;
Выбираем желаемоемежосевое расстояние.
/>
/>
Далее выбираем допустимоеотклонение межосевого расстояния.
Значение a выбираем в пределах:
0,01* a
0,01*300
3
Следовательно  a принимаю равным 15мм, т.к.3
Данное значениеудовлетворяет выше приведенное условие.
Расчитываемпредполагаемый начальный диаметр шестерни по формуле:
d01 = 2*ag/(U0+1) = 2*300/(3,4+1) = 136мм;
где U0– предполагаемое передаточное число;
ag – желаемое межосевое растояние.
Вычисляем предполагаемуюрабочую ширину:
b0 = b0d * d01 = 0,8*136 = 109мм.
где b0d – предполагаемый коэффициент ширины шестерниотносительно ее начального диаметра;
d01 – предполагаемый начальный диаметр шестерни;
Выбираемрабочую ширину из соотношения
/>
Она равняется 110мм
/>;
Выбираем число зубъевколеса из условия: z1>16;
Принимаем z1=20;
Затем вычислим числозубъев колеса по выражению:
z2=z1*U0= 20*3,4 = 68;
где z1 – числозубъев шестерни;
U0– предполагаемое передаточное число;
Угол наклона линии зуба =00, так как по условиюзадания передача циклическая, прямозубая.
Расчитываемпредполагаемый модуль по формуле:
m0= 2*ag*cos /(z1+z2) =2*300*cos 0/(20+68) = 6,8мм;
где ag – желаемое межосевое растояние;
 — угол наклона линии зуба;
z1 – число зубъев шестерни;
z2 – число зубъев колеса;
Выбираем значение модуляпо выражению m=m0из ряда модулей СТСЭВ310-76.
/>;
Значение модуля равняется7мм.
Выбираем коэффициентысмещения шестерни и колеса x1=0,5; x2=0,5 из условия, что 17
3.2      Проверочныйрасчет передачи на контактную выносливость
Проверочный расчетпередачи на контактную выносливость производится по расчетным контактнымнапряжениям. Они рассчитываются по формуле:
/>
Необходимо выполнениеусловия 0,7*нр
где zн – коэффициент, учитывающий форму сопряженныхповерхностей зубьев в полосе зацепления, и он равен zн=2,4;
z — коэффициент, учитывающий суммарнуюдлину контактных линий, он равен z=0,88;
t – удельная расчетная окружная сила, t=89Н/мм.
0,7*361,6
Условие выполняется.Значит передача выдержит нагрузку.
3.3 Проеверочныйрасчет передачи по напряжениям изгиба
Проверочный расчетпередачи по напряжения м изгиба производится по расчетным напряжениям изгибазубъев шестерни и колеса. Они расчитываются по формулам:
F1 = YFS1*YB*Y*t/m = 3,45*1*1*89/7 = 44МПа.
где YFS1 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрациюнапряжений шестерни, вычисляется по формуле:
YFS1=3,47*13,2/zv1-27,9*x1/zv1+0,092*x12=3,45;
YB – коэффициент, учитывающий наклонзуба, определяется по формуле:
YB = 1-0/120 = 1-0*0/120=1;
Y — коэффициент, учитывающийперекрытие зубъев, Y=1;
t – удельная расчетная окружная сила.
Для колеса:
F2 = YFS2*YB*Y*t/m = 3,48*1*1*89/7 = 44МПа.

где YFS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрациюнапряжений колеса, вычисляется по формуле:
YFS2=3,47*13,2/zv2-27,9*x2/zv2+0,092*x22=3,48;
3.3      Расчет геометрическихпараметров передачи
Определяем передаточноечисло:
U = z2/z1= 68/20 = 3,4;
где z1 – числозубъев шестерни;
z2 – число зубъев колеса;
Далее вычисляем суммучисел зубъев по выражению:
z = z1+z2 = 20+68 = 88;
Определяем частотувращения колеса по формуле:
h2 = h1/4 = 42,6/3,4 = 12,5 мин-1;
где h1 – частота вращения шестерни;
U – передаточное число.
Далее вычислим модульотклонения частоты вращения колеса от желаемой через выражение:
h2R = |h2-h20|= |12,5-12,5| = 0;
где h2 – частота вращения колеса;
h20– желаемая частота вращения колеса;
Необходимо, чтобывыполнилось условие h2R
Оно выполняется, т.к.0
Затем определим торцовыйугол профиля по выражению:
t = arctg(tg /cos ) = 200;
где  — угол наклона зуба;
- угол наклона линии зуба;
Вычислим угол зацепленияпо выражению:
inv t= 2*x*tg / z + inv t = 0,023;
где x — сумма чисел;
z — сумма коэффициентов;
Смещение определяем повыражению:
x = x1+x2=0,5+0,5=1;
где x1 – коэффициент смещения шестерни;
x2 — коэффициент смещения колеса;
Определяем межосевоерасстояние a, a=314 мм.
Вычисляем модульотклонения межосевого расстояния от желаемого по выражению:
aR= |a — ag| = |314-300| = 14 мм.
Необходимо, чтобывыполнялось условие aR
14
Далее расчитываемделительный диаметр шестерни через выражение:
d1= m*z1/cos  = 7*20/cos 0 = 140 мм;
где m – модуль;
z1 – число зубъев шестерни;
 — угол наклона линии зуба.
Затем определимделительный диаметр колеса по выражению:
d2= m*z2/cos  = 7*68/cos 0 = 476 мм;
где m – модуль;
z2 – число зубъев колеса;
 — угол наклона линии зуба.
Вычисляем начальныйдиаметр шестерни, а затем начальный диаметр колеса по выражениям:
d1 = 2*a*z1/z = 2*314*20/88 = 143 мм;
d2 = 2*a*z2/z = 2*314*68/88 = 447 мм;
Определяем основнойдиаметр шестерни и колеса по выражениям:
db1= d1*cos t = 140*cos 200 = 132 мм;
db2= d2*cos t = 140*cos 200 = 132 мм;
где d1, d2 – делительный диаметр шестерни иколеса;
t – торцовый угол профиля;
Далее определяем диаметрвершин зубъев шестерни и диаметр вершин зубъев колеса по выражениям:

da1= d1+2*m*(ha*+x1) = 140+2*7*(1+0,5)= 161 мм
da2= d2+2*m*(ha*+x2) = 476+2*7*(1+0,5)= 497 мм
где d1, d2 – делительный диаметр шестерни иколеса;
x1, x2 – коэффициенты смещения шестерни иколеса;
Затем определяем диаметрвпадин зубъев шестерни и колеса по выражениям:
df1 = d1 – 2*m*(hf* — x1) = 140-2*7(1,25-0,5) = 129 мм
df2 = d2 – 2*m*(hf* — x2) = 476-2*7(1,25-0,5) = 465 мм
Находим коэффициентнаименьшего смещения шестерни xmin,     xmin= -0,2. Должно выполняться условие xmin
-0,2
Определяем основной уголнаклона по выражению:
6=arcsin(sin *cos ) = 00;
Далее находим основнойокружной шаг и осевой шаг по выражениям:
P6t = *m*cos t/ cos 3,14*7*cos 20/cos 0= 21 мм;
Px = *m/ sin 3,14*7/sin 0 = 0 мм;
где m – модуль;
 — угол наклонения зуба;
t – торцовый угол профиля;
Вычисляем угол профилязуба шестерни в точке на окружности вершин a1, a1 = 350.
Определяем угол профилязуба колеса в точке на окружности вершин a2, a2 = 260.
Затем определяемкоэффициент торцового перекрытия и коэффициент осевого перекрытия  и ,  = 1,65,  = 0.
Определим суммарную длинуконтактных линий по формуле:
 lm=b*/cos t = 181 мм;
Вычисляем коэффициентсреднего изменения суммарной длины контактных линий по формуле:
/>;
Далее расчитаемнаименьшую суммарную длину контактных линий по выражению: lmin = lm*R = 181*1 = 181 мм.
Необходимо выполнениеусловия: lmin => bмм > 110 мм.
Определяем число зубъевшестерни и колеса, охватываемых нормалемером zn1 и zn2,zn1 = 3, zn2= 9.
Вычисляем длину общейнормали шестерни и колеса W1 и W2,
W1 = 56мм, W2 = 185мм.
3.5 Силызацепления зубчатых колес
В зубчатых передачахдействует окружная сила Ft и нормальная сила Fn, также могут действовать и другие силы.
Вычисляем окружную силупо формуле:
Ft = 2000*T1/d1 =200*699/143 = 9776 Н.

где T1 – расчетный вращающий момент нашестерне и оси расчитывается по формуле:
T1 = 9550*1,3*N/h1 = 699 Н*м;
Далее вычисляем осевуюсилу, действующую на вал по формуле:
Fx = Ft*tg  = 9776*tg 0 = 0 Н;
Определяем радиальнуюсилу по выражению:
Fr = Ft*tg t = 9776*tg 230= 4106 Н;

4 Расчетпромежуточной и быстроходной передачи
Исходные данные длярасчета промежуточной передачи:
N = 2,50 кВт
n1 = 162 мин-1
n20= 42,6 мин-1
n2D = 2,13 мин-1
t = 19008 ч.
Расчитаем моменты нашестерне по формуле:
T1 = 9550*N*k/n1 = 9550*2,50*1,3/162 = 191 Н*м;
Все разъяснения поформуле см. в предыдущем параграфе.
Выбираем предполагаемыйкоэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра: bd0= 0,8;
Расчитываемпредполагаемое передаточное число по формуле:
U0= n1/n20= 162/42,6 = 3,8;
Затем расчитываемпредполагаемое межосевое расстояние:
a0= 227 мм.
Выбираем желаемоерасстояние: ag/> a0; 230 /> 227мм.
Выбираем допустимоеотклонение межосевого расстояния из выражения:
 0,01* ag
0,01*230 
2,3 
Следовательно условиевыполняется и  a равняется 10.
Расчитываемпредполагаемый наральный диаметр шестерни по формуле:

/>;
Расчитаем предполагаемуюрабочую ширину по формуле:
b0= bd0*d10= 0,8 * 96 = 77 мм;
Рабочую ширину выбираемиз условия: b/> b0; 78 /> 77 мм.
Рабочая ширина составляет78 мм.
Выбираем число зубъевшестерни из условия z1>16, z1=20;
Расчитаем число зубъевколеса по выражению: z2/>z1*U0/> 76
Угол наклона линии зуба = 0.
Расчитаем преполагаемыймодуль m0, m0= 4,8 мм.
Выбираем значение модуляиз выражения m /> m0, 5 /> 4,8 мм.
Модуль равняется 5 мм.
Выбираем коэффициентсмещения шестерни и колеса из условия, что 17 3,5; следовательно x1=0,3; x2=-0,3.
Далее расчитываемгеометрические параметры передачи:
1.   Передаточное число U; U = z2/z1 = 76/20 = 3,8;
2.   Сумма чисел зубъев z; z= z1 + z2 = 20+76 = 96;
3.   Частота вращения колеса h2=h1/U = 162/3,8 = 42,6 мин-1;
4.   Модуль отклонения частоты вращенияколеса от желаемой h2R=|h2 – h20| = |42,6 – 42,6| = 0;
5.   Торцовый угол профиля t = arctg(tg /cos ) = 200;
6.   Сумма коэффициентов смещений x= x1+x2 = 0,3+(-0,3) = 0;
7.   Угол зацепления t = t = 200; при x= 0;
8.   Межосевое расстояние = 240 мм;
9.   Модуль отклонения межосевогорасстояния от желаемого aR = |a — ag| = |240-230| = 10 мм;
10.      Делительныйдиаметр шестерни d1= m*z1/cos  = 5*20/cos 00= 100мм;
11.      Делительныйдиаметр колеса d2 = m*z2/cos  = 5*76/cos 00= 380 мм;
12.      Начальный диаметршестерни d1 = 2*a*z1/z = 2*240*20/96 = 100 мм;
13.      Начальный диаметрколеса d2 = 2*a*z2/z = 2*240*76/96 = 380 мм;
14.      Основной диаметршестерни db1 = d1*cos t = 100*cos 200= 94 мм;
15.      Основной диаметрколеса db2 = d2*cos t = 380*cos 200= 357 мм;
16.      Диаметр вершинзубъев шестерни da1 = d1+2*m*(ha*+x1) = 100+2*5*(1+0,3) = 113 мм;
17.      Диаметр вершинзубъев колеса da2 = d2+2*m*(ha*+x2) = 380+2*5*(1+0,3) = 387 мм;
18.      Диаметр впадинзубъев шестерни df1 = d1-2*m*(hf*-x1) = 100-2*5*(1,25-0,3) = 90 мм;
19.      Диаметр впадинзубъев колеса df2 = d2-2*m*(hf*-x2) = 380-2*5*(1,25-0,3) = 364 мм;
Коэффициент наименьшегосцепления шестерни xmin =-0,2;
xmin
-0,2
Основной угол наклона t = 00;
Основной окружной шаг Pbt = 15мм;
Осевой шаг Px= 0мм;
Угол профиля зубашестерни и зуба колеса в точке по окружности вершин
a1 = arccos (db1/da1)= 340;
a2 = arccos (db2/da2)= 230;
Коэффициент торцового перекрытия
= (z1*tga1+z2*tga2– z*tg2t)/ (2*) = 1,7;

 Коэффициент осевогоперекрытия
 = b/Px= 78/0 = 0;
Коэффициент перекрытия
v =  +  = 1,7 + 0 = 1,7;
Средняя суммарная длинаконтактных линий lm/> 133 мм.
Коэффициент среднегоизменения суммарной длины контактных линий R = 1;
Наименьшая суммарнаядлина контактных линий
lmin = lm * R = 133мм;
lmin=> b
133 > 78;
Число зубъев шестерни иколеса охватываемых нормалемером:
/>
/>
Длина общейнормалишестерни и колеса:
/>

/>
Далее рассчитываем силы взацеплении зубчатых колес.
Рассчитаем вращающиймомент
T1 = 9550*1,3*N/n1 = 9550*1,3*2,5/162 = 191 H*м;
Расчетный вращающиймомент на колесе
T2 = T1*U* =191-3,8*0,97 = 704 Н*м;
Расчетная окружная сила
Ft = 2000*T1/d1 = 2000*191/100 = 3820 H;
Расчетная радиальная сила
Fr = Ft*tg t = 3820*tg200= 1375 H;
Расчетная осевая сила
Fx = Ft*tg 3820*tg 00= 0 H;
Расчетная нормальная сила
Fn = Ft/(cos t*cos b) = 4064 H;

Затем провожу проверочныйрасчет передачи на контактную выносливость и на напряжения изгиба.
Удельная расчетнаяокружная сила
t = Ft/6H/м;
Коэффициент, учитывающийформу сопряженных поверхностей зубъев в полосе зацепления: zH = 2,5;
Коэффициент, учитывающийсуммарную длину контактных линий: z = 0,87 для  = 0;
Расчетные контактныенапряжения:
H =326 мПа;
0,7*Hp
242
Эквивалентное числозубъев шестерни: zv1 = z1/cos3 = 20; Эквивалентное число зубъевколеса: zv2 = z2/cos3 = 76;
Коэффициент, учитывающийформу зуба и концентрацию напряжений шестерни:
YFS1 = 3,47*13,2/zv1–27,9*x1/zv1+0,092x12 = 3,7;
Коэффициент, учитывающийформу зуба и концентрацию напряжений колеса:
YFS2 = 3,47*13,2/zv2–27,9*x2/zv2+0,092x22 = 3,8;
Коэффициент, учитывающийнаклон зуба:
Y = 1-*0/120 = 1-00*00/1200=1;
Коэффициент, учитывающийперекрытие зубъев Y
Расчетные напряженияизгиба зубъев шестерни F1= 36 мПа;
0,25*Fp1
0,25*Fp1
0,25*118
29,5
Расчетные напряженияизгиба зубъев колеса F2= 37 мПа;
0,25*Fp1
0,25*Fp1
0,25*136
34
Данная передача будетработать нормально, так как выполняются все данные условия.
4.1 Расчет быстроходнойцилиндрической передачи
Исходные данные длярасчета быстроходной передачи:
N = 2,60 кВт;
h1 = 665 мин-1;
h20= 162 мин-1;
h2D = 8,1 мин-1;
t = 19008 ч.
Расчитываю момент нашестерне по формуле:
T1 = 9550*N*k/h1 = 9550*2,60*1,3/665 = 48 Н*м;
где k – коэффициент нагрузки передачи;
Вычисляем предполагаемоепередаточное число по выражению
U0= h1/h20= 665/162 = 4,1;
Выбираем коэффициентширины шестерни относительно ее начального диаметра bd0, bd0= 0,8;
Затем расчитываемпредполагаемое межосевое расстояние a0= 154,9 мм;
Выбираем желаемоемежосевое расстояние из условия:
 0,01* ag
0,01*155 
1,55 
Следовательно условиевыполняется и  a равняется 5мм.
Расчитываемпредполагаемый наральный диаметр шестерни по формуле:
/>;
Расчитаем предполагаемуюрабочую ширину по формуле:
b0= bd0*d10= 0,8 * 61 = 49 мм;
Рабочую ширину выбираемиз условия: b/> b0; 56 /> 49 мм.
Выбираем число зубъевшестерни из условия z1>16, z1=20;
Расчитаем число зубъевколеса по выражению: z2/>z1*U0/> 82
Угол наклона линии зуба = 0.
Расчитаем преполагаемыймодуль m0, m0= 3,04 мм.
Выбираем значение модуляиз выражения m /> m0, 3 /> 3,04 мм.
Модуль равняется m=5 мм. (по СТСЭВ 310-76)
Выбираем коэффициентсмещения шестерни и колеса x1=0,3; x2=-0,3.
Далее расчитываемгеометрические параметры передачи:
1.   Передаточное число U; U = z2/z1 = 82/20 = 4,1;
2.   Сумма чисел зубъев z; z= z1 + z2 = 20+82 = 102;
3.   Частота вращения колеса h2=h1/U = 665/4,1 = 126 мин-1;
4.   Модуль отклонения частоты вращенияколеса от желаемой h2R=|h2 – h20| = |162 – 162| = 0;
5.   Торцовый угол профиля t = arctg(tg /cos ) = 200;
6.   Сумма коэффициентов смещений x= x1+x2 = 0,3+(-0,3) = 0;
Угол зацепления t = t = 200; при x= 0;
7.   Межосевое расстояние = 153 мм;
8.   Модуль отклонения межосевогорасстояния от желаемого aR = |a — ag| = |153-155| = 2 мм;
9.   Делительный диаметр шестерни d1= m*z1/cos  = 3*20/cos 00= 60мм;
10.      Делительныйдиаметр колеса d2 = m*z2/cos  = 3*82/cos 00= 246 мм;
11.      Начальный диаметршестерни d1 = 2*a*z1/z = 2*153*20/102 = 60 мм;
12.      Начальный диаметрколеса d2 = 2*a*z2/z = 2*153*82/102 = 246 мм;
13.      Основной диаметршестерни db1 = d1*cos t = 60*cos 200= 56 мм;
14.      Основной диаметрколеса db2 = d2*cos t = 246*cos 200= 231 мм;
15.      Диаметр вершинзубъев шестерни da1 = d1+2*m*(ha*+x1) = 60+2*3*(1+0,3) = 68 мм;
16.      Диаметр вершинзубъев колеса da2 = d2+2*m*(ha*+x2) = 246+2*3*(1+0,3) = 250 мм;
17.      Диаметр впадинзубъев шестерни df1 = d1-2*m*(hf*-x1) = 60-2*3*(1,25-0,3) = 54 мм;
18.      Диаметр впадинзубъев колеса df2 = d2-2*m*(hf*-x2) = 246-2*3*(1,25-(-0,3)) = 237 мм;
19.Коэффициент наименьшего смещенияшестерни xmin = -0,2;
xmin
20.Основной угол наклона t = 00;
21.Основной окружной шаг Pbt = 9мм;
22.Осевой шаг Px= 0мм;
23.Угол профиля зуба шестерни и зубаколеса в точке по окружности вершин:
a1 = arccos (db1/da1)= 340;
a2 = arccos (db2/da2)= 220;
24.Коэффициент торцового перекрытия = (z1*tga1+z2*tga2– z*tg2t)/ (2*) = 1,5;
25.Коэффициент осевого перекрытия  = 6/Px= 56/0 = 0;
26.Коэффициент перекрытия v =  +  = 1,5 + 0 = 1,5;
27.Средняя суммарная длина контактныхлиний lm/> 84 мм.
28.Коэффициент среднего изменениясуммарной длины контактных линий R = 1;
29.Наименьшая суммарная длинаконтактных линий
lmin = lm * R = 84мм;
lmin=> b
84 > 56;
30.Число зубъев шестерни и колесаохватываемых нормалемером:
/>
/>
31.Длина общей нормалишестерни иколеса:
/>
/>
Далее рассчитываем силы взацеплении зубчатых колес.
Рассчитаем вращающиймомент T1 = 9550*1,3*N/n1 = 9550*1,3*2,6/665 = 48 H*м;
Расчетный вращающиймомент на колесе T2 = T1*U* = 48*4,1*0,97 = 191 Н*м;
Расчетная окружная сила Ft = 2000*T1/d1 = 2000*48/60 = 1600 H;
Расчетная радиальная силаFr = Ft*tg t = 1600*tg200= 576 H;
Расчетная осевая сила Fx = Ft*tg 0*tg 00= 0 H;
Расчетная нормальная силаFn = Ft/(cos t*cos b) = 1702 H;
Затем провожу проверочныйрасчет передачи на контактную выносливость и на напряжения изгиба.
Удельная расчетнаяокружная сила t= Ft/6H/м;
Коэффициент, учитывающийформу сопряженных поверхностей зубъев в полосе зацепления: zH = 2,5;
Коэффициент, учитывающийсуммарную длину контактных линий: z = 0,9 для  = 0;
Расчетные контактныенапряжения: H = 325 мПа;
0,7*Hp
328,5
Эквивалентное числозубъев шестерни: zv1 = z1/cos3 = 20; Эквивалентное число зубъевколеса: zv2 = z2/cos3 = 82;
Коэффициент, учитывающийформу зуба и концентрацию напряжений шестерни:
YFS1 = 3,47*13,2/zv1–27,9*x1/zv1+0,092x12 = 3,7;
Коэффициент, учитывающийформу зуба и концентрацию напряжений колеса:
YFS2 = 3,47*13,2/zv2–27,9*x2/zv2+0,092x22 = 3,8;
Коэффициент, учитывающийнаклон зуба:
Y = 1-*0/120 = 1-00*00/1200=1;
Коэффициент, учитывающийперекрытие зубъев Y
Расчетные напряженияизгиба зубъев шестерни F1= 34 мПа;
0,25*Fp1
0,25*Fp1
0,25*109
27
Расчетные напряженияизгиба зубъев колеса F2= 35 мПа;
0,25*Fp1
0,25*Fp1
0,25*127
32
Данная передача будетработать нормально, так как выполняются все приведенные выше условия.

5 Расчетвалов
Исходные данные длярасчета валов:
Тихоходная передача:
T1 – вращающий момент на шестерне. T1 = 669 Н*м;
U – передаточное число. U = 3,4.
h2 – частота вращения колеса, h2 = 12,5 мин-1;
Ft – тяговое усилие одной цепи. Ft = 4,50 кН;
t – число часов работы передачи зарасчетный срок службы.
t = 19008 ч.
0;
Промежуточная передача:
T1 = 191 Н*м;
U = 3,8;
T = 19008 ч;
h2 = 42,6 мин-1;
Ft – 4,50 кН;
0;
Быстоходная передача:
T1 = 48 Н*м;
U = 4,1;
T = 19008 ч;
h2 = 162 мин-1;
Ft – 4,50 кН;
0.
5.1 Проектныйрасчет валов
Все валы выполнены изматериала: Сталь 45;
b = 750 мПа; T = 450 мПа;
На выходном конце валаустановлена зубчатая муфта, а на входном конце установлена упругая втулочно –кольцевая муфта.
Допускается 2-ух кратнаяперегрузка: крутящий момент и радиальная сила действующая на вале:
T2 = T1*U*з.п.*п.к. =699*3,4*0,97*0,99 = 2282 Н*м;
Fr = 2*Ft*tg /cos  = 4500*tg 200/cos 00= 1620 Н;
Радиальная нагрузка отмуфты на выходном конце вала, с.263 [1]; FH = 5975 H;
Определяю средний диаметрвала, ф.15.1 [1]; d = 91 мм;
Устанавливаю размерывала.
Диаметр в месте посадкиколеса dk = 95 мм;
Диаметр в месте посадкивтулки db = 90 мм;
Диаметр в месте посадкиподшипников dп = 90-5 = 85 мм;
Диаметр в месте посадкимуфты dм = 85 – 5 = 80 мм;
Расчет был произведен длявала тихоходной передачи.
Расчитываем промежуточныйвал.
Допускается 2-ух кратнаяперегрузка: крутящий момент и радиальная сила, действующая на вал.
T2 = T1*U*з.п.*п.к. =191*3,8*0,97*0,99 = 700 Н*м;
Fr = 2*Ft*tg /cos  = 4500*tg 200/cos 00= 1620 Н;
Определяю средний диаметрвала, ф.15.1 [1]; d = 70 мм;
Устанавливаю размерывала.
Диаметр в месте посадкиколеса dk = 80 мм;
Диаметр в месте посадкиподшипников dп = 80-5 = 75 мм;
Расчитаем вал быстроходнойпередачи.
Допускается 2-ух кратнаяперегрузка: крутящий момент и радиальная сила действующая на вале:
T2 = T1*U*з.п.*п.к. =48*4,1*0,97*0,99 = 189 Н*м;
Fr = 2*Ft*tg /cos  = 4500*tg 200/cos 00= 1620 Н;
Определяю средний диаметрвала; d = 43 мм;
Устанавливаю размерывала.
Диаметр в месте посадкиколеса dk = 50 мм;
Диаметр в месте посадкиподшипников dп = 50-5 = 45 мм;
Входной вал нерасчитывается. Диаметр вала принимаем равным 40мм.
Диаметр посадкиподшибников dп = 40 – 5 = 35 мм.
Диаметр в месте посадкимуфты равен диаметру вала электродвигателя 4А112МВ8УЗ, тоесть равен 32мм.
5.2 Проверочный расчеттихоходного вала редуктора
Все расстояния возьмем счертежа. Они показаны на рис.5.2.1./> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
Рис.5.2.1.  


Расстояние междуподшипниками (средними их плоскостями) l = 324 мм.
Расстояние между среднимиплоскостями зубчатого колеса и подшипников: a = 199мм; b =125мм.
Расстояние между среднимиплоскостями подшипника и муфты с = 85мм.
Определим реакции вопорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

/>


Найдем реакции от силы Fp, действующей в вертикальнойплоскости.
Fr*125– Ab*324 = 0;
Ab= Fr*125/324 = 1620*125/324 = 625Н;
Ab *Bb – Fr = 0
Bb = Fr – Ab = 1620 – 625 = 995Н;
Максимальный изгибающиймомент в вертикальной плоскости в месте посадки колеса:
Mbk= Ab*0,199 = 625*0,199 = 124 Н*м;
Определяем реакции от силFt и Fм действующих в горизонтальной плоскости:
Fм*85+Ft*125 – A2*324 = 0;
Отсюда выразим A2
A2= (Fм*85+Ft*125)/324= (5975*85 + 4500*125)/324 = 3304 Н;
Fм – B2 – Ft + Ar= 0;
B2 = Fм — Ft+ A2 = 5975-4500+3304 = 4779 Н;
Изгибающий момент вгоризонтальной плоскости над опорой B:
 Mrb = Fm*85 = 5975*85 = 507875 Н*мм = 507,9Н*м;
Изгибающий момент в местепосадки колеса:
Mrk = Ar*199 = 3304*199 = 657496 Н*мм = 657,5Н*м;

Крутящий момент T = T2 = 2282 Н*м;
Определяем запасысопротивления усталости в опасных сечениях:
а) Сечение над колесомослабленное шпоночным пазом;
б) Сечение рядом сподшипником (опора В) ослабленной
/>
Напряжения изгиба:
nk = Mk/Wnk = Mk/(0,1*dk3) = 831/(0,1*0,0953) = 9,6 мПа;
k = T/Wp = T/(0,2*dk3) = 2282/(0,2*0,0953) = 13,3 мПа;
Пределы выносливости,ф.15.7[1]:
-1 = 0,4*b = 0,4*750 = 300 мПа;
Пределы изгиба:
-1 = 0,2*b = 0,2*750 = 150 мПа;
Эффективные коэффициентыпри концентрации, соответственно при изгибе и кручении, табл.15[1]:
kk = 1,7, kk = 1,4;
Фактор шерховатостиповерхности рис.15.6[1]; kF = 1;
Амплитуды соответственнонерешенных составляющих циклов напряжений, ф.15.5[1]:
ak = Hk = 9,6 мПа;
mk = 0;
ak = mk = 0,5*k = 0,5*13,3 = 6,6 мПа;

Коэффициенты,корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений насопротивление усталости, ф.15.6[1]:  = 0,1;  = 0,05;
Запас сопротивленияусталости по изгибу, ф.15.4[1]:
/>;
Запас сопротивленияустойчивости по кручению, ф.15.4[1]:
/>;
Запас сопротивленияусталости, ф.15.3[1]:
/>
Для второго сеченияопределяемого необходимые параметры по соответствующим выше изложеннымформулам:
nk = Mk/Wnk = Mk/(0,1*dk3) = 507,9/(0,1*0,0853) = 8,3 мПа;
b = T/Wp = T/(0,2*dk3) = 2282/(0,2*0,0853) = 18,6 мПа;
ak = nb = 8,3 мПа;
mk = 0;
ak = mk = 0,5*b = 0,5*18,6 = 9,3 мПа;
Sb = 16;
S = 14;
Sb = 10,5 > [S] = 1,5;

Второе сечение являетсяболее напряженным.
Проверим статическуюпрочность вала при перегрузках, напряжение удвоим, для второго сечения:
u = 2*ub = 2*8,3 = 16,6 мПа;
 = 2*b = 2*18,6 = 37,2 мПа;
[] = 0,8*T = 0,8*450 – 360 мПа;
Статические напряженияпри нагрузках, ф.15.8[1]:
/>
Условия прочностисоблюдаются, диаметры вала можно сохранить.

6 Выборподшипников качения
Для ранее расчитанныхвалов назначаем шариковые радиальные подшипники легкой серии, так как всепередачи прямозубые.
Тихоходный вал –подшипник №217, d = 85мм, D = 150мм,
B = 28мм, r = 3мм, С = 83200Н, С0= 53000Н;
где С – диаметрическаягрузоподъемность;
С0–статическая грузоподъемность.
Промежуточный вал –подшипник №215, d = 75мм, D = 130мм, B = 25мм, r =2,5мм, С = 66300Н, С0= 41000Н.
Быстроходный вал –подшипник №209, d = 45мм, D = 85мм, B = 19мм, r =2мм, С = 33200Н, С0= 18600Н.
Входной вал – подшипник№207, d = 35мм, D = 72мм, B =17мм, r = 2мм, С = 25500Н, С0=13700Н.
6.1 Проверочныйрасчет подшипников тихоходного вала
Определяем реакции опор,где насаживается подшипник №217:
/>
/>
Выполняем расчетподшипника в опоре В, так как она более нагружена.
Эквивалентнаядинамическая нагрузка, ф.16.23[1].
Pr = (x*V*Frb+Y*Fa)*k*k = 5369H.
Ресурс подшипника вмиллион оборотов, ф.16.21[1].

L = (C/Pr)p = (83200/5369)3 = 3721мл.об.
Ресурс в часах,ф.16.22[1].
Ln = 106*L/(60*n2) = 106*3721/(60*12,5) = 4,96*106ч >5000ч.
Условие выполняется.
Проверим подшипник настатической грузоподъемности.
Эквивалентная статическаянагрузка, ф.16.29[1].
P0= X0*FrB+Y0*Fa =0,6*4881+0,5*0 = 2929H
Условие выполняется,следовательно подшипник выбран правильно.

7 Расчетшпоночных соединений
На всех валах колесазакреплены шпонками. Шпонки призматические изготавливают из стальных прутков –углеродистой или легированной стали с пределом прочности b не ниже 500 мПа.
[см] = 80…150 мПа.
На входном валу см = 4T/(h*lp*d)
см = 4*37,3/(8*38*32)
см = 15 мПа
 2T/(6*lp*d)
2*37,3/(10*38*32) = 6 мПа
Принимаем шпонку сечением10Х8 и длиной равной 40мм.
На выходном вале, гдесравнивается муфта:
см = 4*1757,2/(14*66*80) = 9,5 мПа
2*1757б2/(22*66*80) = 3 мПа
Принимаем шпонку сечением22Х14 и длиной равной 70мм.
На тихоходном валу.
см = 4*1757,2/(14*86*95) = 6 мПа
2*1757б2/(25*68*95) = 1,7 мПа
Принимаем шпонку сечением25Х14 и длиной равной 90мм.
Шпонки на промежуточном ибыстроходном вале расчитаны на ЭВМ.

8 Выбормуфт
Для соединения отдельныхузлов и механизмов в единую кинематическую цепь используются муфты, различныетипы которых могут также обеспечить компенсацию смещений соединяемых валов,улучшение динамических характеристик привода, ограничение передаваемогомомента, включение отдельных частей привода.
Выбор муфты производитсяв зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента
Tрасч. = k*Tдл.
Tрасч. = 1*1757,2
1757,2
Выбираем зубчатую муфту,которая устанавливается на конце тихоходного вала.
d = 80 мм, A = 125 мм, D1 = 175 мм, D = 230 мм, D2 = 115 мм,
l = 130 мм, L = 270 мм, B = 50мм.
Достоинство этой муфты втом, что она имеет высокую нагрузочную способность, технологичность ивозможность использования в широком диапазоне условных скоростей и передаваемыхмоментов.
На конце входного вала,перед редуктором, ставим упругую втулочно-пальцевую муфту.
d = 32, T = 250 Н*м, D = 140мм, L = 165 мм, l = 80 мм.
Tрасч. = 1*37,3
37,3
Данная муфта позволяетаммортизировать толчки и удары, разгрузить отдельные элементы привода отпереодически изменяющихся возмущающих моментов, а также допускает некоторыерадиальные и угловые смещения валов.
Условия выше приведенныевыполняются, следовательно муфты выбраны правильно.

9 Смазкаредуктора
Для смазки редуктораприменяется авиационное масло типа МС-20, которое через горловину заливается внижнюю часть корпуса. Подшипники смазываются так называемым масленным туманом,тоесть за счет разбрызгивания масленных капель.
В данный редукторзаливают около трех литров масла.
За уровнем масла следятпри помощи маслоуказателя.

10 Списокисполльзованных источников
 
1.        Иванов М.И.«Детали машин», учебник для машиностроительных вузов – 4с. из перераб – М.Высшая школа, 1984 г, 336с.
2.        ГОСТ 21354-75.Передачи зубчатые, цилиндрические, эвольвентные.
3.        Анурьев В.И.Справочник конструктора машиностроителя. В – 3 – х т. Т 2 – 5-е издание.перераб и доп. – М. Машиностроение, 1980 г, 559с.