Привод транспортёра (стр. 2 из 7)
– диапазон возможных передаточных чисел открытой цепной передачи /1, c. 10, таблица 3/.Тогда:
.Отсюда:
об/мин1.1.3 Выбор электродвигателя
Исходя из полученных выше данных, выбираем электродвигатель переменного тока с короткозамкнутым ротором единой серии 4А по ГОСТ 19523-81 (серия АИР по ТУ16-525.564-84) /1, c. 11-12, таблица 4-5/ с техническими характеристиками, представленными в таблице 1.
Таблица 1 – Технические характеристики выбранного электродвигателя
| Тип двигателя | Исполнение | Число пар полюсов | Мощность,  , кВт | Частота вращения  , мин-1 |  | Диаметр вала d, мм |
| АИР100S4УЗ | 1М1081 | 2 | 3 | 1435 | 2,4 | 28 |
Рисунок 2 – Электродвигатель АИР100S4УЗ исполнения 1М1081
1.2 Определение общего передаточного числа и разбивка его между ступенями
Общее передаточное число привода:
Примем передаточное число цилиндрической передачи редуктора
/1, c. 16/, тогда передаточное число открытой цепной передачи равно: 
Из стандартного ряда передаточных чисел выбираем значение
/1, c. 16/1.3 Определение частот вращения валов привода
; 
; 
.1.4 Определение угловых скоростей валов привода
; 
; 
; 
.1.5 Определение мощностей на валах привода
; 
; 
; 
.1.6 Определение вращающих моментов на валах привода
; 
; 
; 
.Таблица 2 – Результаты кинематического расчёта привода
| Валы привода | Величины | |||
| Угловая скорость  , рад/с | Частота вращения  , об/мин | Мощность  , Вт | Вращающий момент  , Н×м | |
| I | 150,2 | 1435 | 2624 | 17,47 |
| II | 150,2 | 1435 | 2624 | 17,47 |
| III | 33,38 | 318,89 | 2545,28 | 76,25 |
| IV | 9,4 | 89,82 | 2312,6 | 246 |
2 Расчет закрытой цилиндрической шевронной передачи
2.1Исходные данные для расчета
Получены из кинематического расчета и на основании исходных данных на проектирование.
Вращающий момент на шестерне ТII=T1, Н×м – 17,47.
Вращающий момент на колесе ТIII=T2, Н×м – 76,25.
Частота вращения шестерни nII=n1,об/мин – 1435.
Частота вращения колеса nIII=n2, об/мин – 318,89.
Передаточное число передачи
= 4,5.Срок службы передачи Lh , час – 10000
Режим работы 0.
Смазка погружением колеса в масляную ванну.
Электродвигатель имеет следующие параметры:
- мощность номинальная
, Вт – 3000;- мощность расчетная
, Вт – 2624;- отношение пускового момента к номинальному Тмах / Тном = 2,4.
2.2Выбор материалов зубчатых колес передачи и определение допускаемых напряжений
2.2.1 Выбор материала зубчатых колес
Так как к габаритным размерам редуктора не предъявляется особых требований, то принимаем следующие материалы:
- для шестерни: сталь 40Х ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, твердость НВ1 269÷302, предел прочности σВ1 = 900 МПа, предел текучести σТ1 = 750 МПа /2, c. 7, таблица 1/;
- для колеса: сталь 45 ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, НВ 235÷262, предел прочности σВ2 = 780 МПа, предел текучести σТ2 = 540 МПа /2, c. 7, таблица 1/.
2.2.2 Средняя твердость материала шестерни и колеса
НВср1 = (НВmin1 + HBmax 1) / 2 = (269 + 302) / 2 = 285,5;
НВср2 = (НВmin2 + HBmax2) / 2 = (235 + 262) / 2 = 248,5.
2.2.3 Число циклов перемены напряжений шестерни и колеса N∑1 и N∑2
N∑1 = 60 ×Lh×nII = 60 × 10000 × 1435 = 8,61 × 108 ;
N∑2 = 60 ×Lh×nIII = 60 × 10000 × 318,89 = 1,91 × 108 .
2.2.4 Эквивалентное число циклов перемены напряжений
При расчете на контактную выносливость:
- для шестерни: NHE1=kHE× N∑1= 1,0×8,61 × 108 =8,61 × 108,
здесь kHE = 1,0 – коэффициент приведения для режима работы 0 /2, c. 12, таблица 5/- для колеса: NHE2=kHE× N∑2= 1,0×1,91 × 108 = 1,91 × 108 .
При расчете на изгибную выносливость:
NHE1=kFE×N∑1= 1,0×8,61 × 108 = 8,61 × 108,
здесь kFE = 1,0 – коэффициент приведения для режима работы 0 /2, c. 12, таблица 5/;
NFE2=kFE×N∑2= 1,0×1,91 × 10 8= 1,91 × 108 .
2.2.5 Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу контактной выносливости шестерни и колеса NHG1 и NHG2 для колес из улучшенных сталей
NHG1 = 30 × (HBср1)2,4 = 30 × 285,52,4 = 23,47 × 106;
NHG2 = 30 × (HBср2)2,4 = 30 × 248,52,4 = 16,82 × 106 /2, c. 8/.
2.2.6 Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу изгибной выносливости
Для улучшенных сталей не зависимо от твердости зубьев колес:
NFG1 = NFG2 = 4 × 106 /2, c. 8/
2.2.7 Допускаемые напряжения для расчетов на выносливость
2.2.7.1 Допускаемые напряжения для расчетов на контактную выносливость
Для шестерни:
,где σНlim – предел контактной выносливости, для улучшенных колес /2, c. 9, таблица 3/:
σНlim1=2· HBср1 +70 =2·285,5+70=641 МПа;
SH – коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность; SH = 1,1 – для улучшенных колес /2, c. 9/;
- коэффициент долговечности, так как 
> NHG1 =23,47 × 106, то 
/2, c. 10/;
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, для материалов первой группы принимаем 
=0,9 /2, c. 10/; 
- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, на предварительном этапе расчета принимаем 
= 1 /2, c. 10/.Тогда
МПа.Для колеса:
,σНlim2=2· HBср2 +70 =2·248,5+70=567 МПа.
Поскольку NHE2 =1,91 × 108> NHG2=16,82 × 106 , то 
/2, c. 10/, тогда: