Габаритные установочные и присоединительные размеры электродвигателей
Серии 4А 
, исполнение закрытое обдуваемое (м100) по ГОСТ 19523-81
Таблица 1.2
| Тип двигателя | Число полюсов | Габаритные размеры, мм | Установочные и присоединительные размеры | ||||||||||||
t 
| h 
| d 
| l 
| l 
| l
| d 
| d
| b
| b
| h | h
| h 
| h
| ||
| 4А80А2У3 | 2,4,6,8 | 24,5 |
Разбивка передаточного числа между ступенями редукторов.
= 1.1 
, где 
- общее передаточное число редуктора.
= 1.1 
= 2,46
= 
= 
= 2
Определение частот вращения и моментов на валах.
А) на валу электродвигателя
= 
=700 мин 
= N =1,5 кВт
М =9550 
=9550 
= 20,46
Б) На быстроходном валу редуктора
= =700 мин
= N =1,5 кВт
М =9550 =9550 = 20,46
С) На промежуточном валу редуктора.
М 
= 
=1,5 0,93=1,4
= 
= 
=284,55
М 
= М 
= 20,46 2,46, 0,93 = 46,8 Н м
Д) На тихоходном валу редуктора.
М 
= М =1,4 0,93=1,3
= 
= 
=142,2
М 
= М =46,8 2,46, 0,93 = 107,06 Н м
Е) На тихоходном валу редуктора.
М = М =1,4 0,93=1,3
= = =142,2
М = М =46,8 2,46, 0,93 = 107,06 Н м
Ж) На выходном валу
М 
= М =1,3 0,93=1,2
= 
= 
=28,5 
М = М =107,08 2,46, 0,93 = 107,06 Н м
Исходя из данных расчетов на тихоходном валу, выбираю редуктор Ц2У-315Н
Габаритные и присоединительные размеры цилиндрических двухступенчатых редукторов типа Ц2У-Н
Таблица 7
| Типоразмер редуктора | 
| 
| А | А
| А
| В |
| Ц2У-315Н |
| Н | Н
| Н
| L
| L
| L
| L
| L
| L 
| L 
|
Продолжение таблицы 7
Продолжение таблицы 7
| b
| b
| d
| d
| d
| h
| h
| I
| I
| t
| t
| Объем Заливаемого масла, л | Масса кг. |
| 50К
|
2. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ.
2.1 Выбор марки стали для колеса и для шестерни.
Марка стали -сталь40
Расчетные данные
= 1,5 кВт, n =30 мин , n = 
= 6, 
= 5, t=10000 ч.
| Для шестерни | Для колеса |
 =700
 =400
НВ =192…228
S<=60
ГОСТ 1050-74
|  =540
 =320
НВ =140…187
S<=80
ГОСТ 1050-74
|
Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса.
Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни.(формула 3.51)
= 
МПа
Где 
=1 - коэффициенты учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала, а так же коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зуба соответственно.
- Коэффициент безопасности. = 
=2,625(формула 3.56)
Где =1,75 (Табл. 3.19); =1,5 (Табл. 3.20)
- предел выносливости зубьев при изгибе.
где 
= 
K 
K 
где =1,8 HB =1,8 192=334 МПа
где K = 1 (табл. 3.20)-коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки
K = 
-коэффициент долговечности (формула 3,53)
Где 
=6 - Базовое число циклов перемены напряжений см.стр.77) т.к. HB <350.
=4 10 
-эквивалентное суммарное число циклов перемены напряжений.
=12 10 , но так как > , то принимаем K =1 соответственно
=334 1 1=334 МПа
2.3.2 Определяем допускаемое напряжение изгиба для зуба колеса. (формула 3.51)
= 
МПа
=2,625
= 
K K 
=252 МПа
=1,8 HB =1,8 140=252 МПа
где K = 1 (табл. 3.20)-коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки
K = 
-коэффициент долговечности (формула 3,53)
Где =6 - Базовое число циклов перемены напряжений см.стр.77) т.к. HB <350.
=4 10 -эквивалентное суммарное число циклов перемены напряжений.
=N 
=60n tч=60 150 10000=90 10 , но так как > , то принимаем K =1 соответственно 
=252 1 1=252 МПа
Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для зуба шестерни. (Формула 3.62)
МПа
Где 
=4,8 HB =4,8 192=921,6 МПа
=2,625
=1
Так как марка стали для колеса и для шестерни одинакова, то 
= 
.