2. 1 Расчет магнитной цепи при холостом ходе (стр. 7 из 11)
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.
В настоящем проекте произведен расчет механического привода, состоящего из закрытой цилиндрической прямозубой передачи и открытой цепной передачи.
Расчет привода с одноступенчатым редуктором
1. Выбор электродвигателя
1.1 Определяем потребляемую мощность привода, используя рекомендации «Методических указаний к выполнению расчетной части курсового проекта по прикладной механике» - [1]
1.2 Определяем потребляемую мощность электродвигателя по формуле
где [1]
- КПД редуктора;
[1]
- КПД зубчатой передачи;
- КПД пары подшипников качения;
- КПД муфты.Принимаем ориентировочные значения (табл. 6.1 [1])
; 
Принимаем
1.3 Определяем частоту вращения вала электродвигателя.
Рекомендуемые значения передаточных чисел одноступенчатых редукторов приведены в табл.1.1 [1].
С учетом данных табл.1.1 [1], для частоты вращения ведущего вала одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами, получим:
(1.2 [1])1.4 По величине потребляемой мощности
и частоте вращения ведущего вала (n1) по табл. 1.3 [1] выбираем электродвигатель:серия 4А
тип 90L
мощность Р=2,2 кВт
асинхронная частота вращения n1=1425 об/мин.
2. Определяем передаточное число редуктора
3. Выбор материала зубчатых колес и определение
допускаемых контактных напряжений
3.1 По табл.2.1 [1] выбираем для изготовления шестерни и колеса материал - Сталь 45 с термообработкой - улучшение.
Шестерня Колесо
бВ = 890 МПа бВ = 780 МПа
бТ = 650 МПа бТ = 540 МПа
ННВ = 269…302 (принимаем 285) ННВ = 235…262 (принимаем 248)
HBср = 0,5 (HBmin+HBmax)
3.2 Определяем допускаемые контакты напряжения для зубьев шестерни и колеса в прямозубой цилиндрической передаче:
(2.1 [1]) 
- предел выносливости контактной поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов переменных напряжений, находим по табл. 5.1 [1] 
- для шестерни 
- для колеса 
- коэффициент долговечности. Для передач при длительной работе с постоянными режимами напряжения; 
. 
- коэффициент безопасности. Для зубчатых колес с однородной структурой материала; 
В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем меньшее из значений.
В данном случае:
4. Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.
Предварительный расчет межосевого расстояния выполняем по формуле 8.13 из учебника для студентов вузов «Детали машин», автор М.Н. Иванов [2].
(8.13 [2])Приведенный модуль упругости: Епр = 2,1*105 МПа.
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния
(табл. 8.4 [2]); 
= 0,4.Коэффициент концентрации нагрузи при расчетах по контактным напряжениям
. Рис. 8.15 [2]Чтобы определить значение
необходимо найти:Коэффициент относительной ширины зубчатого венца относительно диаметра
(8.12 [2])Сравниваем:
(табл.8.4 [2])По графику рисунка 8.15 [2] находим:
Для нестандартных редукторов межосевое расстояние округляем по ряду Ra40 ([2] стр. 136). Принимаем а = 80 мм.
5. Определяем модуль передачи
Модуль передачи определяем по формуле:
(8.15 [2])где:
вw - ширина зубчатого венца:
(8.16 [2]), это значение соответствует стандартному ряду линейных размеров.Коэффициент, учитывающий влияние ширины колеса,
Принимаем
(табл.8.5 [2]).m/ = 32/25 = 1,28 мм
По табл.8.1. [2] приводим найденное значение модуля к стандартному m = 1,5 мм
6. Определяем число зубьев шестерни и колеса
6.1 Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяем по формуле:
([1], стр.31)6.2 Число зубьев шестерни:
([1], стр.31)Принимаем Z1 = 25 ≥ Zmin = 17
6.3 Число зубьев колеса:
([1], стр.31)7. Уточняем передаточное число
Определяем фактическое передаточное число по формуле:
Погрешность значения фактического передаточного числа от номинального значения:
что допустимо даже для стандартных редукторов ([2], стр.137).За передаточное число редуктора принимаем u = 3,28.
8. Определяем основные геометрические размеры
шестерни и колеса
8.1 Определяем делительные диаметры
Шестерни: d1 = z1 x m = 25 x 1,5 = 37 мм
Колеса: d2 = z2 x m = 82 x 1,5 = 123 мм
8.2 Определяем диаметры вершин зубьев
Шестерни: dа1 = d1 + 2 x m = 37 + 2 x 1,5 = 40 мм
Колеса: dа2 = d2 + 2 x m = 123 + 2 x 1,5 = 126 мм
8.3 Определяем диаметры впадин
Для прямозубых цилиндрических передач:
Шестерня: df1 = d1 – 2,5 x m = 37 – 2,5 x 1,5 = 33 мм
Колесо: df2 = d2 – 2,5 x m = 123 – 2,5 x 1,5 = 119 мм
8.4 Определяем высоту зуба
h = 2,25 x m = 2,25 x 1,5 = 3,4 мм
8.5 Определяем ширину венца шестерни и колеса
в1 = вw = 32 мм
в2 = 1,1 х вw = 35,2 мм
Принимаем 36 мм.
8.6 Проверяем величину межосевого расстояния
aw = 0,5 (d1 + d2) = 0,5 (37 + 123) = 80 мм (8.1 [2])
Корригирования зубьев не требуется.
Сводная таблица параметров прямозубого цилиндрического зацепления без смещения