1. Кинематический и силовой расчет

Общее передаточное отношение редуктора определяется по зависимости

Частота вращения первого (входного) вала

Частота вращения второго (выходного) вала

Определим числа зубьев шестерни и колеса

Z₁ = 22 - 9lgU

принимаем, Z₁ = , тогда

Z₂ = Z₁ ∙ U

принимаем, Z₂=

Фактическое передаточное отношение

Определим вращающие моменты на валах редуктора:

• на выходном

-на входном

2. Расчет потребной мощности и выбор электродвигателя

Мощность на выходном валу редуктора

Расчетная мощность электродвигателя

По заданной частоте вращения n_двиг. и расчетной мощности выбираем двигатель

Э с к и з д в и г а т е л я

Габаритные размеры выбранного двигателя:

3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Зубчатые колеса цилиндрических передач изготавливают из стали и под-

вергают термическому упрочнению. Марку стали выбирают в зависимости от назначаемой твердости НВ.

Твердость стали определим по зависимости

Принимаем Сталь , термообработка - твердость - НВ

Допускаемые контактные и изгибные напряжения определяются по зависимостям: ; ;

где - предел контактной и изгибной выносливости, МПа;

2 HB + 70, МПа

= 1,8 HB , МПа

S_H, S_F - коэффициенты запаса контактной и изгибной

выносливости;

S_H = 1,1; S_F =1,75

K_HL, K_FL - коэффициент долговечности.

где N_HO, N_FO – базовое число циклов

N_HO = 30 (HB)^2.4 циклов

N_FO = 4 ∙ 10⁶ циклов

N- фактическое число циклов нагружения ведущей шестерни

за весь период эксплуатации

суммарное время работы передачи в час.

_{= 365 ∙ L∙ Kгод ∙ Ксут час.}

_{N = 60 ∙ цикл}

_{KHL=1 ≤ KHL ≤ 2,4}

_{KFL = 1 ≤ KFL ≤ 2,0}

_{Принимаем KHL = 1; KFL = 1}

_МПа;

4. Расчет конической передачи

Расчет конической передачи начинаем с определения предварительного внешнего делительного диаметра шестерни:

мм

где К_Н = 1,2 – коэффициент нагрузки.

Предварительный модуль зацепления равен

мм

Принимаем по ГОСТ m_е = мм

Диаметры внешней делительной окружности шестерни и колеса:

d_e1 = m_e  z₁ = мм

d_e2 = m_e  z₂ = мм

Углы делительного конуса равны:

для колеса;

₂ =аrctgU =

для шестерни:

₁ = 90⁰ - ₂ =

Внешние диаметры выступов шестерни и колеса:

d_ae1 = d_e1+2mcos₁ = мм

d_ae2 = d_e2+2mcos₂ = мм

Внешнее конусное расстояние:

мм

Расчетная ширина зацепления колес

b = 0,285R_e = мм, принимаем b = мм

Внешняя высота зуба: h_e = 2,2m_е = мм

Высота головки зуба: h_ae = m_e = мм

Проверочный расчет передачи

Рабочие напряжение на контактную выносливость:

Мпа

_Н = МПа < []_H = МПа

Условие контактной выносливости выполняется.

Рабочее напряжение и условие изгибной прочности

где К_F - 1,3 – коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент формы зуба:

= МПа

Условие изгибной прочности выполняется

Усилия в зацеплении:

При передаче вращающего момента в зацеплении возникают силы:

- окружная сила

= н

- радиальная и осевая силы равны:

F_r2 = F_a1 = F_t1  tg  cos ₂ = H

F_a2 = F_r1 = F_t1  tg  cos ₁ = H