1. Расчет редуктора.

1.1. Подбор электродвигателя.

Определение мощности на входном валу электродвигателя:

Выбираем двигатель 110L4/1410

Мощность двигателя Р = 4 кВт.

Так как Р_эд< Р_вх, то

Значение перегрузки допустимо.

1.2 Кинематический расчет.

Определение передаточного числа редуктора

Принимая значения передаточных чисел редуктора из единого ряда передаточных чисел, определяем фактическое передаточное число привода

Погрешность передаточного числа привода

.

Такое значение погрешности является допустимым.

Моменты на выходном валу:

Редуктор является одноступенчатым, т.к. передаточное число

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

2.1. Выбор материала зубчатых колес

В качестве материала зубчатой пары выбираем сталь 45 (ГОСТ 1050-88) со следующими параметрами (табл. 1):

Таблица 1.

Марка стали	Термообработка	Твердость зубьев	Предел текучести
45	улучшение	235…262HB	540 МПа
	улучшение	269…302HB	650 МПа

Шестерня вращается быстрее колеса, следовательно, испытывает динамические нагрузки большие, чем колесо. Поэтому назначим твердость (из табл. 1) зубьев шестерни выше, чем твердость зубьев колеса, 269…302НВ. Твердость зубьев колеса (см. табл. 1) 235…262НВ.

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений

1. Определим число циклов N₂нагружения зуба колеса

2. Найдем коэффициент долговечности , учитывая, что число циклов нагружения зуба колеса

где циклов – это базовое число циклов по контактным напряжениям для стали 45, следовательно:

3. Рассчитаем предел выносливости, выбрав из табл. 1 твердость зубьев колеса:

4. Используя расчеты (4) и (5),получим допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса

5. Повторим расчет допускаемого контактного напряжения для зубьев шестерни, учитывая следующее:

а) так как , то

(см. пункт 2),

отсюда ,

следовательно

б) назначим твердость 269 ( из табл. 1) зубьев шестерни (выше, чем твердость зубьев колеса), таким образом:

6. Окончательно выбираем меньшее из двух значений

2.3. Определение допускаемых изгибных напряжений.

1. Найдем для зубьев колеса коэффициент долговечности , учитывая что число циклов нагружения зуба колеса:

,

Где циклов – это базовое число циклов по изгибным напряжениям для стали 45, следовательно, коэффициент долговечности

2. Рассчитаем предел изгибной выносливости:

3. Найдем допускаемое изгибное напряжение для зубьев колеса, учитывая (7) и (8):

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки – при односторонней (нереверсивной) нагрузке.

4. Повторим расчет допускаемого изгибного напряжения для зубьев шестерни с твердостью 269, учитывая, что:

,

Отсюда

таким образом

2.3. Геометрический расчет зубчатых колес

В результате геометрического расчета прямозубых цилиндрических колес (без смещения) определим следующие их параметры (рис. 2): межосевое расстояние , модуль зубьевm, числа зубьев шестерниz₁и колесаz₂, делительный диаметр шестерниd₁и колесаd₂, диаметры окружностей вершинd_a1иd_a2, диаметры окружностей впадинd_f1иd_f2, ширину венца колесаb₂и шестерниb₁.

1. Рассчитаем предварительно межосевое расстояние по формуле из , выбрав коэффициент ширины колесаполагая, что зубчатая пара расположена симметрично опорам (); момент Т₂– см. (3); допускаемое напряжение- см. (6); передаточное числоU = 5,6;

2. Определяем значения диаметров делительных окружностей d_1предвиd_2предв) шестерни и колеса и ширины зубчатого венцаb_w(рис. 1)

,

.

.

Округляя значение b_wдо ближайшего значения из единого ряда главных параметров , получаемb_w= 50 мм.

Рис. 1. Зубчатая пара

3. Ширина зубчатых венцов колеса b₂и шестерниb₁(шестерня делается несколько шире для того, чтобы при смещении вала шестерни относительно вала колеса, вызванного неточностью сборки, рабочая длина сопряженных зубьев оставалась равной значениюb_w)

Принимаем = 63 мм за окончательное значение.

4. Модуль зубьев определяется по эмпирической зависимости

, или

.

Принимаем по ГОСТ 9563-60 .

5. Суммарное число зубьев определяется по зависимости [8]

,

.

Числа зубьев шестерни z₁и колесаz₂

,

.

Фактическое значение передаточного числа

Погрешность передаточного числа

Такое значение погрешности является допустимым.

6. Определяем диаметры шестерни и колеса (делительные, окружностей вершин зубьев и окружностей впадин) и делительное межосевое расстояние [1].

Делительные диаметры

,

.

Диаметры окружностей вершин зубьев

,

,

где – коэффициент высоты головки зуба исходного контура, по ГОСТ 13755-81;

Диаметры окружностей впадин

,

,

где – коэффициент радиального зазора, по ГОСТ 13755-81.

Делительное межосевое расстояние

совпадает со значением a_w= 140 мм, и, следовательно, расчет выполнен правильно.

7. Окружная скорость вращения колес в полюсе зацепления (на делительном диаметре)