И силовой расчеты привода. Определяем общий КПД привода:

 

Определяем общий КПД привода:

 

η _общ = η _м² · η _з · η _п²,

 

где η _м – КПД соединительной муфты: η _м = 0, 98;

η _з – КПД пары зубчатых цилиндрических колес: η _з = 0, 97;

η _п – КПД пары подшипников качения: η _п = 0, 99 (см. табл. 3.1).

 

η _общ = 0, 98² · 0, 97 · 0, 99² = 0, 913.

 

Определяем потребляемую двигателем мощность (расчетную мощность):

 

Р _{дв. потр} = Р _вых / η _общ,

 

где Р _вых – потребляемая мощность на валу рабочей машины, кВт.

 

Р _{дв. потр} = 9, 92 / 0, 913 = 10, 865 кВт.

 

Определяем частоту вращения вала двигателя:

 

n _дв = u × n _вых,

 

где u – передаточное число редуктора;

n _вых – частота вращения вала рабочей машины, мин^–1.

 

n _дв = 5 × 292 = 1460 мин^–1.

 

По табл. 3.3 подбираем электродвигатель с номинальной мощностью, равной или несколько превышающей расчетную, и с частотой вращения вала ротора, близкой к определенной выше (для быстроходного вала редуктора). Принимаем электродвигатель единой серии 4А типа 132М4, для которого Р _ном = 11 кВт; n _дв.ас = 1460 мин^–1 (см. табл. 3.3).

Примечание: допускается перегрузка по мощности двигателя до 5–8 % при постоянной нагрузке и до 10–12 % – при переменной [2, 5].

Определяем частоты вращения валов привода:

– частота вращения вала электродвигателя и ведущего вала редуктора:

 

n _дв.ас = n ₁ = 1460 мин^–1;

 

– частота вращения ведомого вала редуктора и вала рабочей машины:

 

n ₂ = n _вых = n ₁ / u = 1460 / 5 = 292 мин^–1.

 

Определяем мощности на валах привода:

– потребляемая мощность электродвигателя

 

Р _{дв. потр} = 10, 865 кВт;

 

– мощность на ведущем валу редуктора

 

Р ₁ = Р _{дв. потр} · η _м · η _п, = 10, 865 · 0, 98 · 0, 99 = 10, 542 кВт;

 

– мощность на ведомом валу редуктора

 

Р ₂ = Р ₁ · η _з · η _п = 10, 542 · 0, 97 · 0, 99 = 10, 123 кВт;

 

– мощность на валу рабочей машины

 

Р _вых = Р ₂ · η _м = 10, 123 · 0, 98 = 9, 92 кВт.

 

Определяем вращающие моменты на валах привода:

– момент на валу электродвигателя

 

Т _дв = 9, 55 · Р _{дв. потр} / n _дв = 9, 55 · 10, 865 · 10³ / 1460 = 71, 069 Н·м;

 

– момент на ведущем валу редуктора

 

Т ₁ = 9, 55 · Р ₁ / n ₁ = 9, 55 · 10, 542 · 10³ / 1460 = 68, 956 Н·м;

 

– момент на ведомом валу редуктора

 

Т ₂ = 9, 55 · Р ₂ / n ₂ = 9, 55 · 10, 123 · 10³ / 292 = 331, 08 Н·м;

 

– момент на валу рабочей машины

 

Т _вых = 9, 55 · Р _вых / n _вых = 9, 55 · 9, 92 · 10³ / 292 = 324, 44 Н·м.

 

Данные расчета представим виде таблицы (табл. 5.1).

 

Таблица 5.1

 

Номер вала	n, мин-1	P, кВт	T, H · м
Вал двигателя		10, 865	71, 069
I		10, 542	68, 956
II		10, 123	331, 08
Вал рабочей машины		9, 92	324, 44

 

Расчет зубчатой передачи

 

Выбор материала и способа термообработки колес

 

При выборе материала для изготовления зубчатой пары для обеспечения одинаковой долговечности обоих колес и ускорения их приработки твердость материала шестерни следует назначать больше твердости материала колеса. Разность твердостей для колес с Н_НВ < 350 НВ рекомендуется: у прямозубых – (20–50) НВ; косозубых (20–70) НВ; при Н_НВ > 350 НВ – (4–6) HRC.

Для изготовления шестерни и колеса передачи редуктора выбираем сталь 40Х (ГОСТ 4543). Термообработка – улучшение: для шестерни – до твердости Н_НВ1 = 325 НВ, для колеса – до твердости Н_НВ2 = 270 НВ (см. табл. 3.4).