В основе работы большинства машин и механизмов лежит преобразование параметров и кинематических характеристик движения выходных элементов по отношению к входным. Наиболее распространенным механизмом для решения данной задачи является редуктор, который представляет систему зубчатых передач выполненных в герметично закрытом корпусе.

Объектом данного курсового проекта является двухступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения.

Цель работы -- расчет и проектирование редуктора со следующими параметрами: мощность на выходе -- 2,7 кВт, частота вращения вала электродвигателя -- 750 об/мин; выходного вала -- 40 об/мин.

Разработка редуктора выполнялась на основе теории зубчатых передач. При расчете отдельных элементов устройства использованы теории прочности и надежности.

В результате работы спроектирован редуктор, обеспечивающий заданные параметры и разработан его общий вид. Объем проведенных расчетов и конструкторских проработок позволяет перейти к разработке комплекта технической документации на двухступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения.

1. Общие сведения

Спроектированный привод, состоит из - двухступенчатого редуктора, электродвигателя, передающего вращение к редуктору через плоскоременную передачу общего назначения, цепной передачи, на выходе.

Ременная передача - это такие передачи в которых движение между 2-мя валами, имеющими пространственное расположение осуществляется по средствам гибкой связи и шкивов - ведущего и ведомого. Передача энергии осуществляется благодаря трению между ремнем и шкивами.

Преимущества ременных передач:

1) Возможность передачи вращения большие расстояния (до 15 метров);

2) Бесшумная и плавная работа;

3) Защита механизма от поломок;

4) Низкая цена

Недостатки ременных передач:

1) Непостоянство передаточного числа в следствии скольжения ремня на шкивах;

2) Повышенные нагрузки на валы и их опоры;

3) Низкая долговечность;

4) Необходимость защиты ременной передачи от масла;

Механизм, предназначенный для передачи вращения с одного вала на другой посредствам 2-х зубчатых колес находящихся в зацеплении, называется зубчатой передачей. Меньшее из колес называется шестерней, большее - зубчатым колесом (в общем случае оба называют колесами).

Преимущества зубчатых передач:

1) Возможность передачи больших мощностей (до 50000 кВт и более) в широком диапазоне окружных скоростей;

2) Постоянство передаточного числа;

3) Малые габариты, большая долговечность и надежность в работе;

4) Высокий КПД ;

5) Простота конструкции и обслуживания;

6) Слабые нагрузки на валы и их опоры;

7) Возможность изготовления из различных материалов;

Недостатки зубчатых передач:

1) Ограниченность передаточного числа ;

2) Источник шума и вибраций;

3) Незащищенность от перегрузок;

4) Высокие требования к точности изготовления

Цепная передача-это механизм для передачи энергии между двумя параллельными валами с помощью цепи и звездочек. В зависимости от назначения цепи делятся на: приводные, грузовые и тяговые.

Преимущества цепной передачи:

1) Возможность передачи движения на значительные расстояния (до 8м);

2) Меньшие габариты по сравнению с ременными;

3) Постоянство среднего передаточного числа из-за отсутствия скольжения;

4) Высокий КПД (до 0,98);

5) Передача движения на несколько звездочек;

6) Меньшие нагрузки на валы по сравнению с ременной передачей;

Недостатки цепной передачи:

1) Неравномерность хода ведомой звездочки;

2) Значительный износ звеньев цепи;

3) Возникновения дополнительных динамических нагрузок;

4) Плохие условия смазки;

2. Расчётная часть.

2.1 Кинематический расчёт и выбор электродвигателя двигателя

При выполнении кинематического расчёта и выборе электродвигателя двигателя необходимо учитывать потери энергии, которые происходят в ременной передачи, в зацеплении зубчатых колёс с учётом потерь в подшипниках.

По табл. 1.2.1 [1] примем следующие значения КПД:

зз - для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: зз = 0,98

зц - для открытой цепной передачи: зц = 0,92

зр - для открытой ременной передачи: зр= 0,94

зп.п - подшипники(одна пара): зп.п.= 0,9925

1) Общий КПД привода

зобщ. = зз*зц*зр*зп.п. = 0,98*0,92*0,94*0,9925 = 0,806

2) Требуемая мощность двигателя:

Pэл.дв. = P5/зобщ. = 2,0/0,806= 2,481 кВт

В таблице 16.7.1 [1] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4A112МА6Y3 ,с асинхронной частотой вращения 950 мин-1, с параметрами: Pдв = 3,0 кВт; J=2,17 кг*м;Tmax/Tnom= 1,9; Масса 54 кг.

3) Общее передаточное отношение:

u = nдв/nвых = 950/100 = 9,5

Для передач выбрали следующие передаточные числа:

uр = 1,48

uц = 2,0 =>

uред= u/ uр * uц =9,5/1,48*2,0 = 3,209

uред = uбыстр* uтих

uбыстр = *(0,9)= 2 (после нормализации)

uтих= uр/uбыстр= 1,6045

4)Рассчитываем мощности на валах:

P1=2,481(требуемая мощность)

P2= P1* зр* зп.п.= 2,481*0,94*0,9925 = 2,3146 кВт

P3= P2* зп.п* зз=2,3146*0,9925*0,98 = 2,2513 кВт

P4= P3* зп.п* зз=2,2513 *0,9925*0,98 = 2,19 кВт

P5= P4* зп.п* зц=2,19 *0,9925*0,92 = 2,0 кВт

5) Рассчитываем частоты валов:

n1=950 мин-1

n2 = nдвиг/uр = 950/1.48= 642 мин-1

n3 = n2/uбыстр = 642/2 = 160 мин-1

n4 = n3/uтих = 321/1,6045 = 200 мин-1

n5 = n4/uц = 200/2= 100 мин-1

6)Рассчитываем крутящие моменты на валах:

T1 = 9,55* P1/ n1= (9,55*2,481*1000)/950 = 24,94 Н·м

T2 = 9,55* P2/ n2= (9,55*2,3146*1000)/632 = 34,43 Н·м

T3 = 9,55* P3/ n3= (9,55*2,2513 *1000)/321 = 67 Н·м

T4 = 9,55* P4/ n4= (9,55*2,19*1000)/200 = 104,57 Н·м

T5 = 9,55* P5/ n5= (9,55*2,0 *1000)/100 = 191 Н·м

7) Предварительные значения диаметров валов:

dвал =

d1 = = 19 мм принимаем 20 мм

d2 = = 21 мм принимаем 22 мм

d3==26 мм принимаем 26 мм

d4 = = 30 мм принимаем 30 мм

d5 = = 37 мм принимаем 38 мм

8) Сводная таблица

№ вала	Частота вращения об/мин	Мощность кВт	Вращ. момент Н*м
1	950	2,481	24,94
2	642	2,3146	34,43
3	321	2,2513	67
4	200	2,19	104,57
5	100	2,0	191

9)Рисунок 1. Кинематическая схема

2.Расчет основных параметров зубчато-ременной передачи

Исходные данные:

Р1=2,481 кВт;

Р2=2,3146 кВт;

n1=950 мин-1;

n2 =642 мин-1;

uр = 1,48;

T1 = 24,94 Н·м;

T2 = 34,43 Н·м

Условие работы передачи

Межосевое расстояние а', мм (выбираем из компоновки)

1) модуль ремня с трапецеидальными зубьями:

m = f(P1,n1) (рисунок 2.4.2 источник 1) m = 4 мм

Основные параметры данного ремня:

Нр = 5,0; Н = 0,8 мм; hp = 2,5; Sp = 4,4 мм; R1 = 1,0 мм; R2 = 1,0 мм; 2цо = 40 град

2) Шаг зубьев:

Tp = р*t = 3,14*4 = 12,57 мм

3) Размеры ремня (смотри выше)

4) Минимальное число зубьев ведущего шкива, шт:

z1 = f(n1,m) (таблица 2.4.2 источник 1). Выбираем z1=16 ( ремень с металлокордом 5Л15)

5) Число зубьев ведомого шкива:

z1 = z2*u = 16*1,48 = 23,68 округляем до 24

6) Считаем действительное число передачи

u д.рем= z2/z1 = 24/16 = 1,5

*В связи с уточнением u передачи (см. исходные данные u п.6) следует корректировать передаточное число привода и содержание столбцов n и T в таблице.

7) Диаметр шкивов:

d1 = m* z1 = 16*4=64мм; d2 = m* z2 = 4*24=96 мм

8) Минимальное межосевое расстояние:

А min = 0,55(d1+d2)+Нр = 0.55*160+5 = 93 мм

Выбираем аp = 100 мм

9) Число зубьев ремня:

z2 <z1 zp = 2*a'/tp+0,5*(z1+z2)+f1*tp/a', где f1 = (z2-z1)2/(4р2)

f1 = (16-24) 2/(4р2) = 1,621

zp = 2*100/12,57+0.5*160+1,62*12,52/100 = 96,11

Выбираем zp = 100

10) Межосевое расстояние передачи при zp=100

Для a = (( аp-( z1+ z2)f2*tp , где f2 ( таблица 2.4.3 источник 1) f2 = 0,24987

А=((2*100-(24+16))*0,24987*12,57= 502,54 мм

11) a10 = 1800-570*(96-64)/502,54 = 176,370

12)Число зубьев на дуге обхвата:

z01 = 16*176,370/3600 = 7,84

13) Ширина ремня:

Bp = P1Кt*Pt* z01

Где Кt = К1+К2 +К3 - сумма уточняющих коэффициентов, зависящих от типов двигателя К1 (таблица 2.4.5 источник 1) типа рабочей машины К2 (таблица 2.4.4 источник 1), передаточного числа К3, если u?1, следовательно К3 = 0 Выбираем Д.В.С одноцилиндровый К1 = 1; выбираем подъемник К2 = 1,7;

Bp = 2,481*2,7/0,1*7,48 = 9,05 мм

14) Сила нагружающая вал передачи:

F = (1,10…1,05)*Ft

Ft = 2*103T1/d1 = 24,94*2*103/64=779,3 Н

F = (1,10…1,05)*779,3 = 857,32 Н

2.3.2Тихоходная ступень

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками по табл. 16.2.1 [1]:

Для шестерни:

Сталь: 45Х

Термическая обработка: улучшение

Твердость: НВ 280

Для зубчатого колеса:

Сталь: 40Х

Термическая обработка: улучшение

Твердость: НВ 260

Расчет допускаемых контактных напряжений при расчете на усталость:

1) Определяем число часов работы передачи за весь срок службы:

L = L*365*K*24*K = 10*365*0,75*24*0,67 = 44019 часа

2) Определяем базовое число нагружений:

N = 30(HB1) = 30(280) = 22,4*10?120*10

N = 30(HB2) = 30(260) = 18,75*10?120*10

3) Расчетное число циклов нагружений:

N = 60*ci*ni* L*(?K*K)

N = 60*1*321*44019 (1*0,5+0,8*0,3+0,33*02) = 6,0*10

N = 60*1*200*44019 (1*0,5+0,8*0,3+0,33*02) = 3,74*10

Ci - число зацеплений зуба за один оборот

ni - число оборотов в минуту рассчитываемого колеса

Lh - число часов работы передачи за весь срок службы (в часах)

KHj - коэффициент времени (определяем с графика 1)

Kti - коэффициент нагрузки (определяем с графика 1)

т.к. N< N выбираем формулу для расчета коэффициента долговечности:

Z = =

Z = = 0,848 ? 0,75

Z = = 0,861 ? 0,75

Предел контактной выносливости:

у = 2*НВi + 70, МПа - для улучшенных колес

у = 2*280+70 = 630 МПа

у = 2*260+70 = 590 МПа

4) Коэффициент контактной выносливости:

у = (у/S)0,9*Z

i- 1 или 2 (1- шестерня; 2- зуб. колесо)

- предел контактной выносливости

- для улучшенных колес

ZNi - коэффициент долговечности

SHi - коэффициент запаса прочности (SHi=1,1)

у = (630/1,1)*0,9*0,848 = 437,1МПа

у = (590/1,1)*0,9*0,861 = 415,6МПа

5) Допускаемые напряжения для передачи:

у = min ( 0,45(у+ у); 1,25(у) ) = min ( 0,45(437,1+415,6); 1,25*415,6) = min( 384 МПа ; 520 МПа) => у = 384 МПа

6) Допускаемые напряжения изгиба:

у = 1,75*НВ1 = 1,75*280 = 490 МПа

у = 1,75*НВ2 = 1,75*260 = 455 МПа

Базовый предел выносливости (изгибной):

у = у*Ya*Yz - для улучшенных колес

причем Ya = 1; Yz = 1(поковка)

у = у* Ya*Yz = 490*1*1 = 490 МПа

у = у * Ya*Yz = 455*1*1 = 455 МПа

7) Коэффициент запаса: SF1 = SF2 = 1,7 и gF = 6

Расчетное эквивалентное число циклов нагружений:

NFEi = 60*ci*ni*Lh*(?K*K)

NFE1 = 60*1*321*44019 *(1*0,5+0,8*0,3+0,3*02) = 4,9*10

NFE2 = 60*1*200*44019 *(1*0,5+0,8*0,3+0,3*02) = 3,05*10

NFlim = 4*10

8)Коэффициент долговечности:

YNi = 1

Поскольку NFEi > NFlimi принимаем YN1 = YN2 = 1

И определяем напряжения изгиба (при расчете на усталость):

у = (у/ SFi)* YNi

у = (490 МПа /1,7)*1 = 288,2 МПа

у = (455 МПа /1,7)*1 = 267,7 МПа

Определение кинематических параметров передачи:

9) Определяем межосевое расстояние по формуле:

aw Ka*(u+1)* , мм

Ka - коэффициент равный 495 для прямозубых передач

\U - передаточное число зуб. передачи («+» внешнее зацепление, «-» внутреннее зацепление)

T2 - крутящий момент на ведомом колесе, Н*м

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии

- коэффициент ширины зубчатого колеса (венца)

По рекомендации приняли =0,315

Ka = 495 - коэф. для стальных косозубых колес

u = 1,6045 - передаточное отношение

T2 = 104,57Н*м - крутящий момент на втором валу

у = 384 МПа - допускаемое контактное напряжение

= 0,5* *(u+1) = 0,5*0,315*(1,6045+1) = 0,4102

По рекомендации приняли = 0,315

по определяем коэффициент

K = 1,0

aw 495*(1,6045+1)* = 125 мм

по ГОСТу aw = 125 мм

10) Определяем ширину зубчатого венца:

b = * aw = 0,315*125 = 39,375 мм

принимаем b = 40 мм

b = b+4 = 40+4 = 44 мм

11) Определяем модуль зацепления:

mn = (0,015-0,03)* aw = 0,024*125=3 мм

принимаем mn =3 мм

12) Определяем суммарное число зубьев и угол наклона зубьев:

Z? = (2* aw / mn)

Z? = (2*125/ 3) =83,33

следовательно Z? = 84

13) Определяем число зубьев меньшего (ведущего) колеса:

Z1 = Z?/(u+1) = 84/(1,6045+1) = 21

Следовательно Z1 = 32

Z2= Z?- Z1=84 - 32 = 52

14) Уточняем передаточное отношение:

u = 52 / 32 = 1,625

определяем погрешность передаточного отношения:

Д = |1,6045-1,625| / 1,6045 = 1,28% 2,5% что допустимо

Определяем геометрические параметры зубчатых колес:

15) Начальные диаметры:

dw1 = mn *Z1 = 3,0 *32 = 96 мм

dw2= mn *Z2 = 3,0 *52 = 156 мм

16) Уточняем межосевое расстояние:

aw = (dw1+ dw2) / 2 = (96+156) / 2 = 126 мм

17) Определяем диаметры вершин:

da1 = dw1 + 2* mn = 96 + 2*3 = 102 мм

da2= dw2 + 2* mn = 156 + 2*3 = 162 мм

18) Определяем диаметры впадин зубьев:

df1= dw1-2,5* mn = 96 - 2,5*3 = 88,5 мм

df2= dw2-2,5* mn = 156 - 2,5*3 = 148,5 мм

19) Определяем окружную скорость в зацеплении:

V = (р*d w1*n1) / (60*1000) = (3,14*96 *321) / (60*1000) = 1,612 м/с

в зависимости от окружной скорости выбираем степень точности = 9

20)Определяем усилия действующие в зацеплении:

окружная: Ft = (2*T1) / dw1 = (2*67) / (96*10) = 1390 кН

радиальная: Fr = Ft *tn(б) = 1390*0,364*103= 508 кН

осевая: Fa = 0

21)Выполняем проверочный расчет на контактную усталость:

, где

коэффициент учитывающий геометрию

коэффициент Пуассона (для стали 0,3)

E1, E2 - модуль продольной упругости материалов (2,1*105)

- угол наклона зубьев

- коэффициент торцового перекрытия

318,3 МПа

, где

= 1

,09 - взяли по графику (стр.111 [2]) для степени точности 8

= 1*1,1*1,09*1 = 1,199

МПа

- условие выполняется

22) Выполняем проверочный расчет на изгибную усталость:

, где

(стр.114) [2] источник 1)

(по графику рис. 6.14) [2] источник 1)

МПа

- условие выполняется

2.3.2 Быстроходная ступень

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками по табл. 16.2.1 [1]:

Для шестерни:

Сталь: 45Х

Термическая обработка: улучшение

Твердость: НВ 300

Для зубчатого колеса:

Сталь: 40Х

Термическая обработка: улучшение

Твердость: НВ 280

Расчет допускаемых контактных напряжений при расчете на усталость:

1) Определяем число часов работы передачи за весь срок службы:

L = L*365*K*24*K = 10*365*0,75*24*0,67 = 44019 часа

2) Определяем базовое число нагружений:

N = 30(HB1)=30(300) = 26,4*10 ? 120*10

N = 30(HB2) = 30(280) = 22,4*10 ? 120*10

3) Расчетное число циклов нагружений:

N = 60*ci*ni* L*(?K*K)

N = 60*1*642*44019 (1*0,5+0,8*0,3+0,33*02) = 12,0*10

N = 60*1*321*44019 (1*0,5+0,8*0,3+0,33*02) = 6,0*10

Ci - число зацеплений зуба за один оборот

ni - число оборотов в минуту рассчитываемого колеса

Lh - число часов работы передачи за весь срок службы (в часах)

KHj - коэффициент времени (определяем с графика 1)

Kti - коэффициент нагрузки (определяем с графика 1)

т.к. N< N выбираем формулу для расчета коэффициента долговечности:

Z = =

Z = = 0,8263 ? 0,75

Z = = 0,8484 ? 0,75

Предел контактной выносливости:

у = 2*НВi + 70, МПа - для улучшенных колес

у = 2*300+70 = 670 МПа

у = 2*280+70 = 630 МПа

4) Коэффициент контактной выносливости:

у = (у/S)0,9*Z

i- 1 или 2 (1- шестерня; 2- зуб. колесо)

- предел контактной выносливости

- для улучшенных колес

ZNi - коэффициент долговечности

SHi - коэффициент запаса прочности (SHi=1,1)

у = (670/1,1)*0,9*0,8263 = 453 МПа

у = (630//1,1)*0,9*0,8484 = 437,3 МПа

5) Допускаемые напряжения для передачи:

у = min ( 0,45(у+ у); 1,25(у) ) = min ( 0,45(453 +437,3); 1,25*437,3) = min( 400,6 МПа ; 546,6) => у = 400,6 МПа

6) Допускаемые напряжения изгиба:

у = 1,75*НВ1 = 1,75*300 = 525 МПа

у = 1,75*НВ2 = 1,75*280 = 490 МПа

Базовый предел выносливости (изгибной):

у = у*Ya*Yz - для улучшенных колес

причем Ya = 1; Yz = 1(поковка)

у = у* Ya*Yz = 525*1*1 = 525 МПа

у = у * Ya*Yz = 490*1*1 = 490 МПа

7) Коэффициент запаса: SF1 = SF2=1,7 и gF = 6

Расчетное эквивалентное число циклов нагружений:

NFEi = 60*ci*ni*Lh*(?K*K)

NFE1 = 60*1*642*44019 *(1*0,5+0,8*0,3+0,3*02)=9,81*10

NFE2 = 60*1*321*44019 *(1*0,5+0,8*0,3+0,3*02) = 4,9*10

NFlim = 4*10

8)Коэффициент долговечности:

YNi = 1

Поскольку NFEi > NFlimi принимаем YN1 = YN2 = 1

И определяем напряжения изгиба (при расчете на усталость):

у = (у/ SFi)* YNi

у = (525 МПа /1,7)*1 = 308,8МПа

у = (490 МПа /1,7)*1 = 288,2 МПа

Определение кинематических параметров передачи:

9) Определяем межосевое расстояние по формуле:

aw Ka*(u+1)* , мм

Ka - коэффициент равный 495 для прямозубых передач

U - передаточное число зуб. передачи («+» внешнее зацепление, «-» внутреннее зацепление)

T2 - крутящий момент на ведомом колесе, Н*м

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии

- коэффициент ширины зубчатого колеса (венца)

По рекомендации приняли =0,315

Ka = 495 - коэф. для стальных косозубых колес

u =2 - передаточное отношение

T2 = 67 Н*м - крутящий момент на втором валу

у =400,6 МПа - допускаемое контактное напряжение

= 0,5* *(u+1) = 0,5*0,315*(2+1) = 0,4725

По рекомендации приняли = 0,315

по определяем коэффициент

K = 1,0

aw 495*(2+1)* = 103 мм

по ГОСТу aw = 100 мм

10) Определяем ширину зубчатого венца:

b = * aw=0,315*100 = 31,5мм

принимаем b = 32 мм

b = b+4 = 32+4 = 36 мм

11) Определяем модуль зацепления:

mn = (0,015-0,03)* aw = 0,03*100 = 3 мм

принимаем mn =3 мм

12) Определяем суммарное число зубьев и угол наклона зубьев:

Z? = (2* aw / mn)

Z? = (2*100/ 3) =66

следовательно Z?=66

13) Определяем число зубьев меньшего (ведущего) колеса:

Z1 = Z?/(u+1) = 66/(2+1) = 22

Следовательно Z1 = 22

Z2 = Z?- Z1=66 - 22 = 44

14) Уточняем передаточное отношение:

u = 44 / 22 = 2

определяем погрешность передаточного отношения:

Д=|2-2| / 2=0 % 2,5% что допустимо

Определяем геометрические параметры зубчатых колес:

15) Начальные диаметры:

dw1 = mn *Z1 = 3,0* 22= 66 мм

dw2 = mn *Z2 = 3,0 *44 = 132 мм

16) Уточняем межосевое расстояние:

aw = (dw1+ dw2) / 2 = (66+132) / 2 = 99 мм

17) Определяем диаметры вершин:

da1 = dw1 + 2* mn = 66 + 2*3 = 72 мм

da2 = dw2 + 2* mn = 132+2*3 = 142 мм

18) Определяем диаметры впадин зубьев:

df1 = dw1-2,5* mn = 66 - 2,5*3 = 58,5 мм

df2 = dw2-2,5* mn = 96 - 2,5*3 = 138,5 мм

19) Определяем окружную скорость в зацеплении:

V = (р*d w1*n1) / (60*1000) = (3,14*66 *642) / (60*1000) = 2,22 м/с

в зависимости от окружной скорости выбираем степень точности = 9

20)Определяем усилия действующие в зацеплении:

окружная: Ft = (2*T1) / dw1 = (2*34,43) / (66*10) = 1043 кН

радиальная: Fr = Ft *tn(б) = 1043*0,364*103= 0,378 кН

осевая: Fa=0

21)Выполняем проверочный расчет на контактную усталость:

, где

коэффициент учитывающий геометрию

коэффициент Пуассона (для стали 0,3)

E1, E2 - модуль продольной упругости материалов (2,1*105)

- угол наклона зубьев

коэффициент торцового перекрытия

312,2МПа

, где

,09 - взяли по графику (стр.111 [2]) для степени точности 8

=1*1,1*1,09*1=1,199

МПа

- условие выполняется

22) Выполняем проверочный расчет на изгибную усталость:

, где

(стр.114) [2] источник 1)

(по графику рис. 6.14) [2] источник 1)

МПа

- условие выполняется

2.4 Расчет цепной передачи

Передаваемая мощность и частота вращения ведущей и ведомой звездочек являются исходными данными для расчета цепной передачи:

Исходные данные для расчёта:

– передаваемая мощность --2,19 кВт;

– частота вращения ведущей звездочки -- 200 об/мин;

– частота вращения ведомой звездочки -- 100 об/мин;

– передаточное число ицеп = 2

Так как цепная передача является последней передачей привода необходимо уточнить ее передаточное отношение, в связи с тем что в предыдущих передачах были произведены изменения передаточных отношений:

ицеп = uобщ /(uтих*uбыстр*uрем) = 9,5/ (1,625*2,0*1,5) = 1,95

После уточнения передаточного отношения переходим к расчету передачи:

1) Выбираем число зубьев меньшей звездочки:

z1 = 29-2u = 29-2*1,95 = 25,1

принимаем z1 = 25

2) Выбираем число зубьев большей звездочки:

z2= z1*u = 25*1,95 = 48,75

принимаем z2 = 49

3) Уточняем передаточное отношение:

u = z2 / z1 = 49 / 25 = 1,96

Д = |1,95-1,96| / 1,95 = 0,513% 2,5% что допустимо

4) Вычисляем коэффициент эксплуатации:

Кэ = kд*kа*kн*kр*kсм*kп.

где

(источник 1)

kд = 1,0 - динамический при спокойной нагрузке;

ka = 1,0 - учитывает влияние межосевого расстояния [kа= 1 при ац=(30...60)*t];

kн = 1,0 - учитывает влияние угла наклона линии центров kн= 1, если этот угол не

превышает 60°, в противном случае kн= 1.25; у нас = 0°

kр = 1,25 - учитывает способ регулирования натяжения цепи, в нашем случае не регулируеться;

kсм = 1,0 - учитывает способ смазки, в нашем случае - периодическая смазка

kп = 1,25 - учитывает периодичность работы передачи, в нашем случае - 2 смены.

Кэ = kд*kа*kн*kр*kсм*kп.= 1,0*1,25*1,25*1,0*1,0*1,0 = 1,5625

5) Определяем предварительное значение шага цепи:

P ?? 598* ,мм

где: Кэ = 1,5625; z1 = 25; n1 = 200 об/мин

Р = 2,19кВт; mр = 1,0

= (? i) / i = (30,9+29,4+28,1+25,7)/4 = 28,53

p??598* =17,25 мм

Выбираем цепь по таблице 3.1.1 [1] со следующими параметрами (источник 1):

p = 17,25 мм

d = 5,94мм

d1 = 11,91 мм

b = 12,70 мм

b6 = 18 мм

b7 = 15 мм

A = 22,78 мм

h = 18,2 мм

S = 1,05 см

6) Определяем площадь проекции опорной поверхности шарнира:

A = d * b = 5,94*12,70 = 75,438 мм

7) Определяем предварительную величину межосевого расстояния:

Aw = (30…50)*p = 30*19,05 = 571,5 мм

8) Определяем число звеньев цепи:

d1 = p/sin(3,14/z1) = 19,05 /(sin180/25) = 152 мм

d2=p/sin(3,14/z2) = 19,05 /(sin180/49) = 297,3 мм

l = (2aw+3.14/2*(d2+d1)+(d2-d1)/4a ) / p = (2*571,5 +3,14/2*(152+297,3)+33,4)/ 19,05 = 97,56

nзв = 2*a/p+(z2+z1)/2+((z2-z1)/2П)*p/a = 2*571,5 /19,05 +(49+25)/2+((49-25)/2*3,14)*19,05/571,5 = 60+37+0,49 = 97,5

округляем nзв = 98

9) Уточняем межосевое расстояние:

а = р/4*

а = 19,05/4* = 576,4 мм

10) Определяем окружную скорость в передаче:

V = (z1*p*n1)/60*1000;

V = (25*19,05*200)/60*1000 = 1,59 м/с

11) Определяем окружную передаваемую силу:

F = (60*1000*P)/ (z1*p*n1)

F = (60*1000*2,19)/(25*19,05*200) = 1,390 кН

12) Рассчитываем цепь на износостойкость:

q = (Ft*Kэ)/(Bвн*d*mp)

q = (1,390*1000*1,5625)/(11,91*5,94*1,0) = 30,7? 45 , что допустимо

13) Определяем усилия в ветвях:

F1 = Ft+Fv+Fq - в ведущей ветви

F2 = Fv+Fq - в ведомой ветви

Fv = qц*V = 1 * 1,59 = 2,5281H-нагрузка от центробежных сил

Fq = qц*a*q*Kf = 1*576,4*9,81*6 = 33,9H-сила от провисания цепи

Kf=6 при горизонтальном расположении цепи

F1 = 1390+2,5281+33,9=1426,43 Н

F2 = 2,5281+33,9=46,4281 Н

14) Определяем нагрузки действующие на валы:

Fв = Ft*Kb; Kb = 1,05-1,3;

Fв = 1,39 кН * 1,2 =1,668кН