Расчет тихоходной ступени
Введение.
Привод работает по следующему принципу: вращающий момент с вала электродвигателя 1 через соединительную муфту 2 передается на быстроходный вал редуктора 3. Редуктор двухступенчатый. Первая ступень представляет собой цилиндрическую косозубую передачу, вторая – цилиндрическую прямозубую передачу.
1 – Электродвигатель.
2 – Соединительная муфта.
3 – Редуктор.
4 – Соединительная муфта.
5 – Рабочий орган.
Исходные данные.
1. Синхронная частота вращения электродвигателя 
;
2. Частота вращения на входе исполнительного механизма 
;
3. Вращающий момент на входе исполнительного механизма 
;
4. Срок службы привода 
; 
суточная гистограмма нагружения привода.
Данные к гистограмме нагружения:
Относительная нагрузка: 
Относительное время работы: 
Кинематический и силовой расчет привода.
2.1 Вычисляем мощность на валу исполнительного механизма:
2.2 Определяем КПД привода:
где 
- КПД редуктора; 
, 
- КПД соединительных муфт 1, 2.
Принимаем согласно [1] КПД муфты 
Вычисляем КПД редуктора
где 
– КПД пары подшипников. 
[1, стр. 7];
Z=3 – число пар подшипников;
– КПД 1 и 2 ступеней редуктора соответственно. 
[2];
Тогда, из формулы (3) получим:
Из формулы (2):
2.3 Определяем требуемую мощность электродвигателя:
2.4 Выбор электродвигателя.[2, приложение П1 ]
4А100L6У3
Характеристики: 
2.5 Производим разбивку передаточного отношения по ступеням привода. Передаточное отношение редуктора.
Для редуктора выполненного по развернутой схеме рекомендуется [1] принимать:
2.6 Определяем вращающие моменты на валах:
а) вал двигателя: 
(8)
б) б/х вал редуктора: 
(9)
в) промежуточный вал редуктора: 
г) тихоходный вал редуктора: 
д) на валу исполнительного органа: 
=
=408.7 
0.98=400.5 
(12)
2.7 Вычислим частоты вращения валов:
а) быстроходный вал:
б) промежуточный вал:
в) тихоходный вал:
Расчет тихоходной ступени.
(цилиндрическая прямозубая передача)
3.1 Выбор материалов.
Ввиду отсутствия ограничения по весу и габаритным размерам, а также для обеспечения технологичности изготовления, примем следующие материалы:
-для изготовления колеса: сталь 45 с термообработкой нормализация. Твердость – 175…205 HB.
-для изготовления шестерни: сталь 45 с термообработкой улучшение. Твердость - 215..245 HB.
Выбранный способ термической обработки позволяет производить нарезание зубьев после ее выполнения. Более высокое значение твердости шестерни, чем колеса уменьшает склонность к заеданию и обеспечивает выравнивание долговечности зубчатых колес по критерию износостойкости.
3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения
3.2.1 Определим базовое число циклов перемены контакных напряжений:
(15)
3.2.2 Фактическое число циклов перемены контактных напряжения:
3.2.3 Определим коэффициент долговечности по контакным напряжениям:
3.2.4 Предел выносливости при базовом цикле перемены напряжений для термообработки нормализация и улучшение[2, таб. 3.2]:
(18)
3.2.5 Допускаемые контактные напряжения:
(19)
где 
- при объемной термообработке
Принимаем 
3.3 Расчет на изгибную прочность.
3.3.1 Фактическое число циклов:
где m – показатель степени кривой усталости. При HB<350: m=6.
(21)
3.3.2 Коэффициент долговечности:
(22)
где 
базовое число циклов [2, стр. 45]:
3.3.3 Предел выносливости при от нулевом цикле изгиба.
-для термообработки улучшение и нормализация[2, таб. 3.9]:
(23)
3.3.4 Вычислим допускаемые напряжения изгиба.
(24)
где 
– коэффициент, зависящий от безотказной работы.
для улучшения: 
[2, таб. 3.9]
– коэффициент, зависящий от способа получения заготовки.
для проката: 
[2, стр. 44]
3.4 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.
Расчет ведем по методике книги [2].
3.4.1 Определяем межосевое расстояние из условий контактной прочности.
(25)
где 
- коэффициент ширины зубчатого венца.
Принимаем 
– коэффициент нагрузки. Принимаем 
Примем наиболее близкое стандартное значение.
мм [2, стр.36]
3.4.2 Определяем значение модуля зацепления.
Возьмем значение из ряда. 
[2, стр. 36].
3.4.3 Определяем количество зубьев на шестерне и колесе.
- суммарное число зубьев: 
- число зубьев шестерни: 
- число зубьев колеса: 
(29)
3.4.4 Вычисляем геометрические параметры зубчатых колёс.
а) диаметры делительных окружностей: 
б) диаметры окружностей вершин: 
в) диаметр окружностей впадин: 
г) ширина зубчатого венца:
- колеса: 
(33)
- шестерни: 
(34)
Примем 
.
Проверка межосевого расстояния:
(35)
Проверка сходится.
3.5 Проверочный расчет на контактную прочность.
3.5.1 Определяем окружную скорость в зацеплении.
Назначаем 9 степень точности изготовления зубчатых колёс [1, таб. 2.5].
3.5.2 Уточним коэффициент динамической нагрузки 
.
Назначим 
[2, таб. 3.6]
3.5.3 Определим коэффициент неравномерности нагрузки
по длине зуба 
.
Коэффициент ширины зубчатого венца: 
[2, таб. 3.5]
3.5.4 Определим коэффициент нагрузки 
(38)
3.5.5 Определим фактические контактные напряжения.
(39)
Условия контактной прочности выполняются.
3.6 Определим коэффициент нагрузки.
(40)
где коэффициент динамичности нагрузки 
назначим 
коэффициент концентрации назначим 
[2, таб.3.7].
3.6.2 Определим коэффициент формы зуба 
[1, таб. 2.10]:
3.6.3 Фактические напряжения изгиба.
=170 
Условия изгибной прочности выполняются.