1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1Определение общего кпд привода

Требуемая мощность двигателя определяется по формуле

,

где -мощность на приводном (тихоходном) валу; -общий к. п. д. привода, равный произведению частных к. п. д. кинематических пар

,

где n –число зацеплений (n=1); x – число пар подшипников (x=2). Ориентировочные значения частных к. п. д. приведены в таблице 2.

Общий к. п. д. редуктора с одним зацеплением точного изготовления и двумя парами подшипников качения вычислим на основании значения частных к. п. д., приведенных в таблице 3 по формуле:

.

Требуемая мощность двигателя:

.

2. Определение мощности электродвигателя и подбор электродвигателя по каталогу

Выбор двигателя производят из каталога по номинальной мощности , при условии, что

.

Для рассматриваемого примера определим из таблицы , составленной на основании указанного каталога, электродвигатель 4А112М4У3 со следующими характеристиками: синхронная частота вращения диаметр вала ротора кратность максимального момента .

Частота вращения ротора двигателя при номинальной нагрузке меньше синхронной частоты и определяется по формуле:

,

где s - коэффициент скольжения, изменяющийся в пределах 0,04 – 0,06, принимаем равным 0,04.

2. Кинематический расчет привода

Определим передаточное число редуктора по отношению частот вращения входного и выходного валов

уточняем частоту вращения тихоходного вала редуктора

.

При этом угловые скорости вращения валов рассчитаем по формулам:

;

Вращающие моменты на быстроходном и тихоходном валах (с учетом к. п. д.) соответственно:

;

.

Параметры, необходимые для расчета редуктора, приведены в табл. 1.

Таблица 1

№ п/п	Наименование параметра	Обозначение	Размерность	Значение
1	Передаточное число		–	4,8
2	Частота вращения ведущего вала			1440
3	Частота вращения ведомого вала			288
4	Вращающий момент на ведущем валу			34,77
5	Вращающий момент на ведомом валу			166,06

2.Определение допускаемых напряжений для расчета зубьев на контактную и изгибную выносливость

1. Выбор материала зубчатых колес, термообработки и твердости рабочих поверхностей зубьев.

По марке материала шестерни, приведенной в задании, выбираем для шестерни сталь 45 у укрепленная НВ (НRС) 250, а для колеса тоже сталь 45 у укрепленная НВ (НRС) 200.

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса. Для чего по заданной долговечности t=40000 час. определяем число рабочих циклов:

-шестерни

-колеса

При > 10 7 принимаем коэффициент долговечности =1

Коэффициент безопасности для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при закалке принимают =1,1 – 1,2, а при поверхностном упрочнении (например, при цементации) =1,2 – 1,3.

Примем =1,15.

2. Определение допускаемых контактных напряжений.

Допускаемые контактные напряжения для материалов зубчатой передачи определяются по формуле

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов

-для шестерни = 510 МПа;

443,48 МПа;

-для колеса = 480 МПа.

320МПа;