1. Вибір двигуна і кінематичний розрахунок

1.1. Креслимо кінематичну схему проектного редуктора

1.2. Визначаємо ККД двигуна.

Приймаємо орієнтовно для однієї пари підшипників η₁=0,99 і однієї пари зубчатих коліс η₂=0,98

1.3 Визначаємо необхідну потужність електродвигуна:

1.4. Вибираємо електродвигун.

За таблицею 61 [1] приймаємо асинхронний двигун з підвищеним пусковим моментом типу 4АР160S6СУ1, для якого n_е=1000хв^-1;Р_е=11кВт

1.5.Визначаємо передаточне відношення редуктора:

1.6. Обчислюємо обертальний момент на швидкохідному валу редуктора:

2. Вибір марки матеріалу. Призначення хіміко-термічної обробки зубів, визначення допустимих напружень

1. Використовуючи табл.. П21 і П28 [1], призначаємо для для виготовлення коліс Сталь 45 з термічною обробкою: нормалізація − для колеса і поліпшення для шестерні.

2. Допустимі напруження на згинальну витривалість зубів.

За таблицею П28 [1] для Сталі 45, нормалізація, Н_в= 180-200

τ ^о_кр=420 МПа, N_но=10⁷, τ ^о_Fр=155 МПа для нереверсивної передачі, N_Fо=4×10⁶ для колеса поліпшення, Н_в= 240-280

τ ^о_кр=600 МПа, N_но=1,5×10⁷, τ ^о_Fр=195 МПа для нереверсивної передачі, N_Fо=4×10⁶ для шестерні

Призначаємо ресурс передачі t_год.≥10⁴год.

Знаходимо кількість циклів зміни напружень:

N_НЕ= N_FЕ=60×t_год. N₂≥60×10⁴×300=18×10⁷

Оскільки N_НЕ> N_НО, N_FЕ> N_Fо ,то k_HL=1; k_HL=1

Таким чином:

для колеса τ ¹¹_кр= τ ^о_кр× k_HL =420×1=420 МПа

τ ¹¹_Fр= τ ^о_Fр× k_FL =155×1=155 МПа

для шестерні τ ¹¹_кр= τ ^о_кр× k_HL =600×1=600 МПа

τ ¹¹_Fр= τ ^о_Fр× k_FL =155×1=155 Мпа

3. Визначення параметрів передачі

3.1. Знаходимо значення відповідних коефіцієнтів і визначаємо між осьову відстань

k_а=4300 для стальних косозубих коліс [1,табл.. П22]

Приймаємо коефіцієнт ширини коліс ψ_ва=0,4

Тоді ψ_ld=0,5× ψ_ва(и+1)= 0,5× 0,4(4,83+1)=1,166

За таблицею [1,табл.. П25] k_nβ≈1,05, k_Fβ≈1,1, k_m=1,12, k=1

Приймаємо Z₁=25 і У_F=3,9 – таблиця [1,табл.. П27]

За ГОСТ 2185-66 α=180 мм.

3.2. Визначаємо нормальний модуль:

за ГОСТ 9563-60 m_n=2мм.

3.3. Призначаємо кут нахилу лінії зуба β і знаходимо кількість зубів шестерні і колеса

Приймаємо β=15^о

Приймаємо Z₁=29

Тоді Z₂=u× Z₁=4,83×29=140,07

Приймаємо Z₂=140.

3.4. Уточнюємо передаточне число,частоту обертання, кутову швидкість тихохідного вала і кут нахилу лінії зуба:

β=19^о54^І

3.5. Визначаємо розмір колового модуля:

3.6. 3находимо діаметри:

d₁=m_t×Z₁=2, 1269×29=61, 68 мм

d _а1=d₁+2×m_n=61,68+2×2=65,68 мм

d _F1=d₁−2,5×m_n=61,68−2,5×2=56,68 мм

d₂=m_t×Z₂=2, 1269×140=298, 32 мм

d _а2=d₂+2×m_n=298,32 +2×2=302,32 мм

d _F2=d₂−2,5×m_n=298,32 −2,5×2=293,32 мм

3.7. Уточнюємо міжосьову відстань:

.

3.8. Визначаємо ширину вінця зубчатих коліс:

b=ψ_ва×α_ω=0, 4×180=72мм

Приймаємо b₁=72мм для колеса

B₂=75мм для шестерні.

4. Обчислення колової швидкості і сил, які діють у зачеплені

   1. Колова швидкість дорівнює:

За таблицею 2 приймаємо 8-й ступінь точності, υ>4м/с

2. Обчислюємо сили, які діють у зачеплені:

колова сила ;

осьова сила F_а= F_t×tdβ=4,05×10³×0,3620=1480 Н;

радіальна сила .