Редуктор циліндричний прямозубий. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок передачі. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі

1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунокприводу

1.1.. Визначаємо загальний механічний ККД приводу:

                          η=   η_п·η²_пп·η_з;

  де:     η  -  ККД муфти;

η - ККД пари підшипників;

η    - ККД зубчастої передачі. За табл. 1.1.[2] приймаємо з_п =0,95; з_пп=0,99; з=0,97.

Тоді:      η=0,95 ∙ 0,99²·0,97 =0,903.

1.2.Необхідна потужність двигуна:

P=P/η=4,6/0.903=  5,10 кВт.

    1.3.Попередньо приймаємо за табл. 1.2.[2] передаточні числа ступенів

 передачі.

Для пасової передачі  приймаємо U 1=3; для зубчастої передачі -  U2=4.

1.4.Загальне передаточне число:

                       U=U· U=3 ∙4=12.

1.5 Визначаємо орієнтовне значення частоти обертання вала електродвигуна: nдв = п· U=160∙12=  1920 об/хв.

1.6. Приймаємо за табл. 18.36[2] електродвигун типу 4А112М4,

 у якого потужність Рдв= 5,5 кВт, частота обертання вала

Пд_в= 1445 об/хв.

1.7. Уточнюємо  загальне передаточне число:

U=п_дв  /п= 1445/160 = 9..

1.8.Розбиваємо передаточне число по    о кремим передачам

За ГОСТ21426-75 ( ст.7[2]) приймаємо для зубчастої передачі U=4.

Тоді для пасової передачі:                   

                    u₁=u/u4=9 /4= 2,25.

1.9. Визначаємо частоту  обертання валів приводу:          n=nдв= 1445 об/хв;

п₂= n/U=  1445/2,25 = 642 об/хв; п₃= п₂/U2= 642 /4= 160 об/хв.

Розходження із заданим складає  0 %.

1.10. Визначаємо потужність на валах приводу: Р = 5,1  кВт ;

P2=Р∙η_п·η_пп = 5,1∙0,95 ∙0,99 = 4,78 кВт; Рз=4,6 кВт;

1.11.  Визначаємо обертальні моменти на валах:

Т=9,55=9.55∙ 5,1·10³/1445  =  33,7 H∙м;            Т2=9,55=9,55∙4,78·10³/642 = 71,1 Н∙м;         

Тз=9,55∙Р/п=9,55 ∙ 4,6·10³/160 = 274 Н∙м.      

Рис. 1 . Кінематична схема приводу.

2. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі.

2.1. Вибираємо матеріал коліс і призначаємо термічну обробку.

За табл. 3.3[5]  приймаємо для виготовлення шестерні і колеса середньовуглецеву сталь  40ХН  ГОСТ 4543 – 88, термообробка поліпшення до твердості- шестерня  280 НВ; колесо 250 НВ.

2.2. Визначаємо допустимі контактні напруження:

                             

де: σ_Нlimb – границя контактної витривалості при базовій кількості циклів навантажень; за табл..3.2.[5] приймаємо:

σ_Нlimb=(2·НВ+70)МПа;

К_HL – коефіцієнт довговічності; при довготривалій роботі приймаємо: К_HL=1,0;

[S_H] – коефіцієнт безпеки; приймаємо для покращеної сталі [S_H]=1,15; Тоді: