Назначение и применение редуктора
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатой или червячной передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и предназначенный для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента.
Редуктор состоит из литого корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Редуктор проектируем по заданной нагрузке без указания конкретного назначения.
При проектировании редуктора мною выполнены все расчеты на прочность, использованы ГОСТы, учебная и справочная литература.
Выбор электродвигателя
Принимаем КПД пары цилиндрических зубчатых колес ηз = 0,97, коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения ηn = 0,99
[2,т.1.1 с.5]
Общий КПД привода: η = ηз · ηn 2 = 0,97 ∙ 0,992 = 0,95
Требуемая мощность двигателя: Ртр = Р2/η = 8,0/0,95 = 8,94 КВт
Принимаем передаточное число зубчатой передачи: u = 3 [2, с. 7]
Требуемая частота вращения двигателя: nдв = 
об/мин
По [2, П1. с. 390] выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А, закрытый, обдуваемый (ГОСТ 19523-81) 4А132М4; Рдв = 11 кВт; S =2,8 %;
nдв = 1500 об/мин
Номинальная частота вращения:
nдв = nдв – 2,8% = 1500 – 28 = 1472 об/мин
Кинематический и силовой расчет
Частоты вращения и угловые скорости валов
| Ведущий вал | n1 =1472 об/мин | 
|
| Ведомый вал | 
| 
|
Вращающие моменты:
¾ На валу шестерни
¾ На валу колеса
Уточняем передаточное число:
Принимаем u = 4
Расчет передачи
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками
[1, т. 44, с.97]
Для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 190; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, НВ 170.
Допускаемые контактные напряжения
[2, т. 3.9, с.33]
Где 
– предел контактной выносливости при базовом числе циклов
[2, т. 3.2, с.34]
– коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации редуктора 
; коэффициент безопасности 
[2, с.33]
Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:
¾ Для шестерни
¾ Для колеса
Принимаем расчетное допускаемое напряжение: 
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
[2, т. 3.7, с.32]
Где для шевронных колес Ka = 49,5
= 1 [2, с.32]
= 0,25 [2, с.33]
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 
= 160мм
[2, с.36]
Нормальный модуль зацепления:
m = (0,01 ÷ 0,02) ∙ аω = 1,6 ÷ 3,6 мм
Принимаем по ГОСТ 9563 – 60
m = 2,5 мм [2, с.36]
Определяем суммарное число зубьев:
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Уточняем передаточное число: 
Проверяем межосевое расстояние:
Основные размеры шестерни и колес:
Диаметр вершин зубьев:
dа1= d1 + 2 m = 77,5 + 2 ∙ 2,5 = 82,5 мм
dа2= d2 + 2 m = 242,5 + 2 ∙ 2,5= 247,5 мм
диаметры впадин:
df1= d1 - 2,5 m = 77,5 - 2,5 ∙ 2,5 = 71,25 мм
df2= d2 - 2,5 m = 242,5 - 2,5 ∙ 2,5 = 236,25 мм
Ширина колеса:
b2 = Ψbа ∙ аω = ∙ 0,25 ∙ 160 = 40 мм
Ширина венца шестерни принимается конструктивно на 5 мм больше венца колеса
b1 = b2 + 5 = 40 + 5 = 45 мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость:
При такой скорости для шевронных колес принимаем 8-ю степень точности
[2, с.32]
Коэффициент нагрузки:
Где 
[2, т. 3.5, с.39]
[2, т. 3.4, с.39]
[2, т. 3.6, с.40]
Проверяем контактные напряжения
Перегрузка составляет 0,12% при допускаемой 15%
Силы в зацеплении
[2, т. 8.3; 8.4, с.158]
Окружная:
Радиальная:
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
[2, т. 3.25, с.46]
Где 
– коэффициент нагрузки [2, с.42]
[2, т. 3.7 с.43]
[2, т. 3.8 с.43]
[2, с.45]
[2, т. 3.9, с.45]
[2, т. 3.9, с.45]
