1. Вибір електродвигуна. Кінематичний розрахунок

Загальний ККД приводу:

(1.1)

де

– ККД пружної муфти,

– ККД закритої зубчастої передачі,

– ККД підшипника кочення.

Потрібна потужність привода:

(1.2)

Обираємо закритий асинхронний електродвигун, що обдувається, серії 4А з короткозамкненим ротором (ГОСТ 19523-81):

Таблиця 1. Параметри електродвигуна

Модель двигуна	Рдв, кВт	n, об/хв	m, кг
4А 160S6 УЗ	11	975	135

Знайдемо кутову швидкість обертання вала двигуна за формулою:

(1.3)

(1.4)

де

– відповідно кутова швидкість та частота обертання вхідної ланки;

– відповідно кутова швидкість та частота обертання вихідної ланки.

Таким чином, знаючи кутові швидкості вала двигуна та веденого валу, знайдемо передаточне відношення редуктора за формулою (1.4):

Розіб’ємо передаточне відношення всього редуктора на 2 ступеня.

(1.5)

Згідно з рекомендаціями,

(1.6)

З єдиного ряду передаточних чисел (ГОСТ 1285–66) обираємо Згідно з (1.5) обчислимо

З єдиного ряду передаточних чисел (ГОСТ 1285–66) обираємо

За формулою (1.5) знайдемо остаточне передаточне відношення редуктора:

За формулою (1.4) обчислимо нове , яке має відрізнятись від заданого не більше ніж на 7%:

Виконаємо перевірку:

Так як продовжимо розрахунки.

Обертовий момент залежить від кутової швидкості валу та потужності, що передається :

(1.7)

Також обертовий момент можна обчислити, знаючи момент на вхідному валу передачі, передаточне відношення передачі та її ККД:

(1.8)

Обчислимо обертові моменти на валах редуктора, враховуючи (1.7), (1.8) та назначені раніше ККД для елементів редуктора:

Обчислимо невідомі кутові швидкості та частоти обертання валів редуктора за формулою (1.4):

2. Розрахунок першого ступеня редуктора

Розрахунок параметрів першого та другого ступенів редуктора будемо проводити з умови витривалості при згині, а уточнювати параметри – з умови контактної витривалості.

Для виготовлення шестерні та зубчастого колеса назначаємо матеріал сталь 40Х з твердістю НВ=285 (поліпшення). Деталі будуть виконаними з поверхневим зміцненням.

Визначаємо максимально допустимі напруження при згині

для шестірні:

(2.1)

де

– значення границі витривалості зубців при згині, для сталі 40Х

– коефіцієнт запасу міцності. Для зубців зубчастих коліс з поверхневим зміцненням

Щоб знайти коефіцієнт , знайдемо базову кількість циклів випробувань ( ) для визначення границі витривалості на згин. Для всіх сталей

рекомендують брати циклів.

Визначаємо число циклів навантаження коліс за весь

термін служби (для шестірні та колеса)

(2.2)

де

– термін служби передачі (в годинах);

– коефіцієнт режиму навантаження. Для постійного навантаження

Таким чином,

Так як , (2.3)

то приймаємо рівним 1.

Тоді згідно з (2.1)

Визначаємо модуль зубців із умови міцності на згин:

(2.4)

де

– для всіх прямозубих передач;

– коефіцієнт форми зуба;

– коефіцієнт ширини вінця;

– коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження.

Обираємо , а для симетричного розташування зубчастих коліс щодо опор.

Число зубців шестерні назначаємо рівним 22, тоді коефіцієнт форми зуба

Таким чином

Назначимо за ГОСТ 9563-60

Визначаємо геометричні розміри передачі. Для цього за (1.4) визначимо кількість зубців зубчастого колеса:

Округлимо це значення до більшого цілого:

Діаметри ділильних кіл:

Діаметри кіл вершин:

Діаметри кіл впадин

Міжосьова відстань:

Ширина вінця зубчастого колеса

Назначимо

Ширину зубчастого вінця шестірні вибирають на 2-5 мм більше ширини вінця зубчастого колеса для забезпечення стабільності зубчатого зачеплення. Таким чином

Висота зуба

Радіальний зазор

Обчислимо колову швидкість коліс за формулою:

За швидкістю визначаємо ступінь точності виготовлення коліс: за рекомендаціями для такої колової швидкості ступінь точності 9.

Перевіримо перший ступінь з умови контактної витривалості. Для цього обчислимо мінімальну міжосьову відстань з цієї умови на зроби висновок щодо раціональності обраних параметрів в попередніх розрахунках. Будемо вважати, що геометричні та механічні параметри передачі обрані вірно, якщо міжосьова відстань з умови витривалості при згині більше, ніж мінімальна потрібна міжосьова відстань при розрахунках на контактну витривалість, але не перебільшує її більше ніж на 10%.

Окрім цієї умови має виконуватись також умова

(2.5)

де

– діючі в зачепленні напруження,

– допустиме контактне напруження.

Визначимо границю контактної витривалості:

(2.6)

де

– границя контактної витривалості;

– коефіцієнт довговічності.

Для обраної марки сталі та типу її зміцнюючої обробки

за умови (2.3) дорівнює 1. Тоді

Мінімально потрібна міжосьова відстань знаходиться з умови:

(2.7)

де

знак «+» ставиться для передачі із зовнішнім зачепленням,

знак «-» – для передачі із внутрішнім зачепленням;

– для всіх прямозубих передач;

– коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця. При постійному навантаженні й твердості НВ 350 приймаємо .

– відносна ширина коліс, значення якої приймають залежно від положення коліс щодо опор . Приймаємо для симетричного ступеня Остаточно, за формулою (2.7)

Виконаємо перевірку розрахунків:

Так як робимо висновок про раціональний вибір параметрів передачі.

Перевіримо передачу на допустимі контактні напруження:

(2.8)

де

для обраного типу передачі і режиму навантаження.

Перевірковий розрахунок по допустимим напруженням дав позитивний результат, тому перейдемо к розрахунку другого ступеня передачі.