1 Кинематический и энергетический расчет редуктора

1. Выбор электродвигателя

Мощность на входном валу:

где - КПД редуктора.

Общее КПД редуктора:

= _,

где - КПД ременной передачи;

- КПД цилиндрической передачи.

Принимаем = 0,9; = 0,97

= 0,9 ∙ 0,97 = 0,873,

Мощность двигателя подбирается исходя из условий:

≥ ,

Выбираем двигатель марки 160L6/975, у которого мощность двигателя

P_дв = 11 кВт, частота вращения n_дв = 1000 об/мин.

1.2 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням

Общее передаточное отношение редуктора:

С другой стороны общее передаточное отношение редуктора:

= ,

где –передаточное отношение быстроходной передачи;

- передаточное отношение тихоходной передачи.

Разбивка общего передаточного отношения по ступеням редуктора в значительной степени определяет его массогабаритный, энергетические и кинематические показатели.

Принимаем = 2, тогда

1.3 Определение частот вращения

Частота вращения I вала:

Частота вращения II вала:

Частота вращения III вала:

1.4 Определение мощности и крутящих моментов на валах

Мощность на III валу:

Мощность на II валу:

Мощность на I валу:

Крутящий момент на I валу:

Крутящий момент на II валу:

Крутящий момент на III валу:

2 РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

1. Выбор материала зубчатых колес и обоснование термической обработки

Стремление уменьшить массу конструкций машиностроительных передач обуславливает применение материалов с высокими показателями прочности. В связи с этим в качестве заготовок при серийном производстве используют штамповки из обычных углеродистых сталей. При этом обязательно выполняют термическую обработку деталей. В частности зубья подвергают улучшению для того, чтобы отпуск приводил к распаду мартенсита закалки и образованию сорбита отпуска, вследствие чего уменьшаются внутренние напряжения в стали. В результате термообработки – улучшения – повышаются пластичность и ударная вязкость стали, при этом прочность и твердость сохраняют свои хорошие показатели.

Марка стали	Вид термообработки	Твердость зубьев
		на поверхности	в сердцевине
40	Улучшение	HB 192 - 228

Принимаем, твердость поверхности зубьев колеса HB₂ = 192, твердость поверхности шестерни HB₁ = HB₂ + 10,

HB₁ = 192 + 10 = 202.

2. Определение допускаемых контактных напряжений

где – базовый предел контактной выносливости, МПа

- коэффициент безопасности по контактным напряжениям;

–коэффициент долговечности по контактным напряжениям.

Базовый предел контактной выносливости при улучшении:

= 2HB₁ + 70 = 2202 + 70= 474 МПа

= 2HB₂ + 70 = 2 192 + 70= 454 МПа

При улучшении и повышенных требованиях к надежности коэффициент безопасности по контактным напряжениям следует выбрать большим. Однако это приведет к увеличению массы конструкции. Поэтому принимаем = 1,2.

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям:

где N_H0 – базовое число циклов перемены контактных напряжений;

N_HE – эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений.

Базовое число циклов:

= 30^2.4

= 30202^2,4 = 10⁷

= 30 192^2,4 = 910⁶

исходя из расчетов принимаем базовое число циклов = 10⁷

Эквивалентное число циклов перемены контактных напряжений:

где C – число зацеплений за один оборот шестерни, колеса

n – число оборотов шестерни, колеса

–коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям.

Принимаем для простых ступеней = 1

согласно [1] при II режиме работы выбираем = 0, 250

.

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям:

Т.к. ˂ 1, то принимаем = 1

Допускаемые контактные напряжения зацепления:

Допускаемое контактное напряжение для ступени:

= = 378,3 МПа