Выбор электродвигателя. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора.
Определение требуемой мощности.
Определяем потребляемую мощность привода:
= 
= 
= 4,691 кВт (2.1)
Определяем потребляемую мощность электродвигателя по формуле
= 
Определение КПД привода.
= 
где 
- КПД подшипника на входном валу, = 0,99
- КПД подшипника на выходном валу, = 0,99
- КПД муфты на входном конце вала, = 0,98
- КПД зацепления, = 0,97
- КПД открытой передачи, = 0,96
= 
= 
= 0,894
Определение требуемой мощности и частоты вращения вала электродвигателя.
= 
= 5,245 кВт.
Принимаем = 5,3 кВт.
Определяем частоту вращения вала электродвигателя.
Для частоты вращения ведущего вала одноступенчатого редуктора справедливо
= (640..1600) 
. (2.2)
Определив мощность и частоту вращения электродвигателя, по таблице 24.9 
2 
подбираем электродвигатель с мощностью N, кВт, и частотой вращения n, 
ротора, ближайшими к = 5,3 кВт и оборотами (640..1600) 
Выбираем двигатель 
синхронная частота 1500 мощностью 5,5 кВт, асинхронной частотой вращения 
Определение передаточного числа редуктора.
= 
= 
= 4,475 (2.3)
Определение крутящих моментов на валах редуктора.
На колесе 
= 
= 
= 147,31 Нм; (2.4)
На шестерне 
= 
= 
= 33,94 Нм; (2.5)
На конце быстроходного вала 
= 
= 
= 34,28 Нм. (2.6)
Проектировочный расчет зубчатой передачи.
По табл. 8.7 
выбираем для изготовления шестерни и колеса материал
Материал шестерни Сталь 40, улучшение, твёрдость 192...228 НВ, материал колеса Сталь 45, нормализация, твёрдость 179...207 НВ, временное сопротивление материала шестерни, 
МПа, временное сопротивление материала колеса, 
МПа, предел текучести материала шестерни, 
МПа, предел текучести материала колеса, 
=320 МПа.
Принимаем средние значения твёрдости для шестерни 
колеса 
Расчет допускаемых контактных напряжений.
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса:
(3.1)
- предел выносливости контактной поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений, находим по табл. 8.8 1 
где 
- коэффициент долговечности, учитывает режим работы. 
- коэффициент безопасности. 
- базовый предел контактной выносливости материала.
Определение базового числа циклов:
циклов (3.2)
= 
= 
млн циклов;
Для сталей 
= 
циклов
Определяем базовое число циклов для контактных напряжений
(3.3)
где c - число зацеплений колеса,
n - частота вращения,
- срок службы передачи, ч.
= 988,1 млн циклов
= 220,8 млн циклов
Определяем реальное число циклов для контактных напряжений; в соответствии с режимом нагружения принимаем по табл 8.9 1 
= 0,25
(3.4)
= 247 млн циклов
= 55,2 млн циклов
Определим коэффициент 
Если 
то
(3.5)
где - реальное число циклов,
- базовое число циклов.
Поскольку 
то 
Поскольку то 
Значение 
не может превышать 2.6 для колёс с однородной структурой металла и 1.8 - для колёс с неоднородной структурой металла.
= 
+ 70 = 
70 = 490 МПа (3.6)
= 
+ 70 = 
70 = 456 МПа. (3.7)
Коэффициент безопасности шестерни 
поскольку структура металла шестерни однородна по объёму
= 
= 445,5 МПа
Коэффициент безопасности колеса поскольку структура металла шестерни однородна по объёму
= 
= 414,5 МПа
Pасчётное контактное напряжение - минимальное из двух найденных: 
= 414,5 МПа
Расчет допускаемых изгибных напряжений.
Определяем реальное число циклов для изгибных напряжений;
в соответствии с режимом нагружения принимаем по табл 8.9 1 
= 0,143 и коэффициент a = 6 (структура металла однородна по объёму) в соответствии с режимом нагружения принимаем по табл 8.9 1 
= 0,143 и коэффициент a = 6 (структура металла однородна по объёму)
= 
(3.8)
= 988,1 млн циклов
= 31,6 млн циклов
Определим коэффициент 
Если 
то
1 (3.9)
где - реальное число циклов,
- базовое число циклов.
Поскольку то 
Поскольку то 
Значение 
не может превышать 2.5 для колёс твёрже 
и 4 - для колёс с твёрдостью менее
Определяем предел выносливости по напряжениям изгиба для зубьев шестерни и колеса 
:
= 
= 
= 378 МПа
= 
= 1.8 
= 347,4 МПа
Определяем допускаемые изгибные напряжения для зубьев шестерни и колеса:
= 
(3.10)
где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба; Ya - коэффициент, учитывающий реверсивность работы передачи, при нереверсивной передаче 
= 
где 
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи (табл. 5.2 [ 1 ]). = 
принимаем 
= 1,75. 
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки. Для поковок и штамповок = 1. Имеем: 
= 
= 1,75.
= 
= 216 МПа
= 
= 198,5 МПа