3. Выбор электродвигателя

Электродвигатель выбираем из справочника [3] по следующим критериям: частота вращения вала n=1000 мин^-1,паспортная мощность P=2,2 кВт, этому соответствует электродвигатель АИР100L6 с паспортной мощностью 2,2 кВт, асинхронная частота вращения n=945 мин^-1.

4. Определение передаточного отношения привода. Расчет силовых и кинематических параметров привода.

Уточняем передаточное отношение привода по формуле (1.5)

Определяем передаточное отношение клиноременной передачи так, чтобы оно делило табличное значение интервала передаточных отношений в том же соотношении, в котором частота вращения вала выбранного электродвигателя делит интервал оптимальных частот его вращения:

передаточное отношение редуктора:

где оптимальное передаточное отношение ременной передачи,

Связь между мощностями вращения предыдущего и последующего валов выражается зависимостями:

где порядковый номер вала исполнительного механизма,

Вращающие моменты на валах определим по формуле:

Результаты расчетов сведем в таблицу 1.

Таблица 1.Силовые и кинематические параметры привода

Номер вала	Мощность P, кВт	Частота вращения n, мин-1	Вращающий момент T, Нм
1	2,2	945	22,23
2	2,09	472,5	42,24
3	2,0064
4	1,925	11,94	1539,68

2. Проектный расчет закрытых передач на эвм.

   1. Подготовка исходных данных для проектного расчета.

Материал зубчатых колес для закрытых передач должен обеспечивать высокую сопротивляемость выкрашиванию поверхностных слоев зубьев. Но так как быстроходная передача менее нагружена, чем тихоходная, то для шестерни и колеса быстроходной передачи используются сталь 40Х ГОСТ 4543-71 и сталь 45 ГОСТ 1050-88 соответственно. В качестве материала для шестерни и колеса тихоходной передачи выберем сталь 20Х ГОСТ 4543-71 и сталь 15Х ГОСТ 4543-71. Твердость зубьев быстроходной передачи обеспечивает химико-термическое упрочнение: улучшение, а твердость зубьев тихоходной передачи обеспечивает химико-термическое упрочнение: цементация.

Допускаемые контактные напряжения, МПа, вычисляются отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач:

где – пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса быстроходной передачи, соответствующие базовому числу циклов напряжений:

– минимальный коэффициент запаса прочности; при поверхностном упрочнении зубьев 1,2;

– коэффициенты долговечности для шестерни и колеса, определяемые в зависимости от отношения и ; – базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса; – эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса, определяемое в зависимости от режима нагружения и продолжительности работы привода. Та как проводится многовариантное проектирование редуктора на ЭВМ, то на данном этапе принимаем . Тогда:

2. Определение коэффициента ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни.

Коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни:

где – рабочая ширина зубчатых венцов, равная ширине зубчатого венца колеса, являющегося более узким звеном; – начальный диаметр шестерни.

Так как расположение колес относительно опор симметрично и H₁₁=H₁₂=240 HB <350 HB, а H₂₁=H₂₂=550 HB >350 HB, то =0,8 [1, таблица 14].