Общее передаточное число привода находим по формуле:

; .

Полученное передаточное число распределяем между первой и второй ступенями редуктора по формулам:

; .

; .

1.4. Определение вращающих моментов на валах привода

Частота вращения быстроходного вала:

; об/мин.

Частота вращения промежуточного вала:

; об/мин.

Частота вращения тихоходного вала:

; об/мин.

Вращающий момент электродвигателя определяется по формуле:

; Н м.

Вращающие моменты соответственно на быстроходном, промежуточном и тихоходном валах определяются по формулам:

; ; .

Подставляя имеющиеся значения в указанные формулы получим:

Н м; Н м; Н м.

2. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

2.1. Выбор твердости, термической обработки и материала колес

Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и варианта термической обработки. По таблице 2.1 для шестерни и зубчатого колеса выбрана сталь марки 40Х. Термическая обработка зубчатого колеса – улучшение, твердость 235…262НВ, МПа; термическая обработка шестерни – улучшение, твердость 269…302НВ, МПа. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению.

2.2. Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и зубчатого колеса определяют по формуле:

.

Предел контактной выносливости вычисляют по формуле:

;

; .

МПа; МПа.

Коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала .

Коэффициент долговечности Z N учитывает влияние ресурса:

.

Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твердости поверхностей зубьев:

;

; .

Ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения , об/мин, и времени работы , час, находится по формуле:

,

где – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

при расчете первой ступени редуктора: ;

при расчете второй ступени редуктора: .

В соответствии с кривой усталости напряжения не могут иметь значений меньших . Поэтому, поскольку в обоих случаях , принимаем . Следовательно, коэффициент долговечности .

Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимаем .

Коэффициент , учитывающий влияние окружной скорости, принимаем , поскольку это значение соответствует твердым передачам, работающим на малых окружных скоростях.

МПа; МПа.

Поскольку допускаемые контактные напряжения для цилиндрических передач с прямыми зубьями не могут превышать меньшего из допускаемых контактных напряжений шестерни и колеса , то МПа.

2.3. Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса определяют по общей зависимости, учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности, шероховатости поверхности выкружки и реверса, используя приведенную ниже формулу: