1. Визначення вихідних даних до розрахунку редуктора

1.1 Визначення навантажувально-кiнематичних параметрiв електродвигуна

Для визначення навантажувально-кінематичних параметрів електродвигуна треба знати передатне число і загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу. Передатне число приводу и дорівнює 1, виходячи з визначення поняття паразитуючого редуктора.

В зв’язку з тим, що в стандартах на електродвигуни швидкість (частота) обертання ротору вимірюється в обертах за хвилину - об/хв, доцільно змінити одиницю виміру кутової швидкості:

,

де - частота обертання 3-го(вихідного) валу силового редуктора, який є одночасно вхідним валом паразитуючого редуктора.

Таким чином, для заданого редуктору значення передатного числа становить:

(1.4)

де– передаточнi числа зубчатоi цилiндричноi передачi.

Загальний коефіцієнт корисної дії приводу дорівнює добутку ККД його окремих m елементів, в яких мають місце втрати механічної енергії:

де _м – ККД упругоi та зубчастої муфт;

_з.ц. – ККД зубчатоi цилiндричноi передачi;

_підш – ККД однієї пари підшипників качіння;

Значення максимальної кутової швидкості на вихідному валу редуктора становить:

Розрахунок частот обертання, потужностей та обертаючих моментів на валах

Визначимо частоти обертання на валах редуктора:

На першому (вхідному) валу:

(1.22)

На другому (проміжному) валу:

(1.23) (1.13)

На третьому (вихідному) валу:

(1.24)

Визначимо фактичні потужності на валах:

На першому валу:

(1.28)

На другому валу:

(1.29)

На третьому валу:

(1.31)

Визначаємо обертаючі моменти на валах редуктора за формулою:

(1.36)

Определение срока службы привода

Определяем общее время работы редуктора привода по формуле:

,

где п_лет­= 4 года – время работы редуктора;

п_р.д= 250 – число рабочих дней в году;

п_см= 3 – число смен;

п_дл.см=8 часов – длительность смены;

k_исп= 0,58 – коэффициент использования привода.

;

Расчет номинальной нагрузки

Определим число циклов нагружения :

,

где с=1:

;

Так как число нагружений превышает значениеN_ц.max , то за номинальную принимаем нагрузку соответствующюю первой ступени диаграммы, расчёт ведём по первой ступени.

Нмм

Нмм

Нмм

2 Проектирование зубчатых передач

2.1 Призначення рівня твердості і виду термічної обробки зубчастих коліс

Обираємо твердiсть поверхнi зубiв шестернi i колеса 50-55 HRC, потреби до габаритiв жорсткi, термо-хiмiчна обробка гартування СВЧ.

Для розрахунку попередніх допустимих напружень приймаємо значення твердостi поверхнi зубiв шестернi и колеса 50 НRC.

Визначаємо попереднi напруження та допустимi напруження для сталi 45 ГОСТ 1050-88.

Гранична мiцнiсть:_Flim=650Мпа.

Для шестірні і колеса призначаємо сталь 45  будь-яка мм.

Визначаємо напруження, що допускаються, при розрахунку на згинальну міцність, для шестірні, тому що при однакових матеріалах для шестірні і колеса розрахунок на згинальну міцність проводимо по шестірні.

Еквівалентне число циклів навантажень:

NFE 60*n_i*Lh*KFE. (2.15)

Коефіцієнт еквівалентності навантаження:

; (2.16)

NFE₁60*67*35040*0,76 *10⁸.

NFE₂60*36,5*35040*0,76 *10⁷.

NFE₃60*55*35040*0,76 9*10⁷.

Коефіцієнт еквівалентності навантаження [12, рис.2.1]

(2.17)

Приймаємо KFL 1 для всіх випадків, так як NFE в інших випадках менше.

Допустимі напруження при розрахунку на контактну міцність:

Коефіцієнт довговічності (для колеса та шестерні):

(2.19)

Коефіціент еквівалентності навантаження:

(2.21)

Еквівалентне число циклів навантажень:

(2.22)

тобто для всіх випадків дорівнюватиме 1.

(2.23)