Определение частот вращения на валах привода.
Кинематический расчет и выбор электродвигателя.
Найдем общий КПД привода:
hобщ = hб * hт * hоп*h4пп = h зцп *h зцп * hоцп*h4пп
hзцп , hоцп — к.п.д. механических передач;
hпп — к.п.д. одной пары подшипников
Значения к.п.д. для различных типов передач и подшипников приведены в табл. 1.
| Tипы передач и подшипников | к.п.д. | ||
| Закрытые передачи | Открытые передачи | ||
| Цилиндрическая зубчатая передача | 0,97…….0,98 | 0,94…0,96 | |
| Коническая зубчатая передача | 0,95….0,97 | 0,93…0,95 | |
| Одна пара подшипников каченея или скольжения | 0,985…..0,995 | ||
Табл. 1
hб = hт = 0,97, hпп =0,995
hоцп = 0,93, тогда
h общ= 0,97 ´ 0,97 ´ 0,93 ´ 0,9954 = 0,857
Разбавка общего передаточного числа привода по ступеням.
Оценим общее передаточное числа привода :
Uобщ= Uб * Uт* Uоп
Сначала назначаем передаточное число открытой передачи .Примем Uоп = 2
Uб * Uт = Uред = Uобщ / Uоп = 16,11 / 2 = 8,05
По условиям удобства смазки (когда диаметры колес обеих ступней получаются приблизительно одинаковыми):
Коэффициент относительной ширины 
Определение крутящих моментов валов .
Определение частот вращения на валах привода.
Нахождение диаметров валов. Выбор марки электродвигателя.
28,37мм
36,7мм
Округляем их до ближайшего кратного 5:
= 20мм
=30мм, 
=40мм, 
=50мм.
Подбираем электродвигатель:
4 A 100 L 4, L =40мм , N эл = 4 кВТ, n эл = 1450 об/мин
Полученные данные сведём в табл. 2
Табл. 2.
| Номер вала | Частота вращения валов, n , об/мин | Крутящие моменты на валах, T , Н*мм | диаметр вала d в , мм |
| В1 | 1450 | 26300 | 20 |
| В2 | 402,77 | 91370 | 30 |
| В3 | 183,1 | 194000 | 40 |
| В4 | 91,5 | 359035 | 50 |
Вывод : ознакомились со схемой редуктора ,определили крутящие моменты на валах, диаметры и частоты вращения валов,а также подобрали электродвигатель.
Расчет механических передач (на примере цилиндрической передачи).
Рассмотрим тихоходную передачу.
Исходные данные:
=2,2
= 
=91370 Н*мм
= 
= 194000 Н*мм
= 
=402,77 об/мин
= 
=183,1 об/мин
=30мм
Находим делительные диаметры:
= 
+5+4 
=30+5+4*8=67мм
= =67*2,2=147,4мм
Межосевое расстояние:
=( + 
=(67+147,4)/2=107,2мм
Далее определяем допускаемое контактное напряжение:
= 340/ 
* ) 
=340/ 
* 
) 
= 679.8 МПа 
Выбор материалов зубчатых колес.
Допускаемые контактные напряжения при расчете зубчатых передач на контактную прочность определяются по формуле: 
где 
- базовый предел выносливости поверхностей зубьев по контактным напряжениям для пульсирующего (П-го) цикла, значения которого приведены в табл.3
Табл. 3
| № | Термообработка или химико-термическое упрочнение | Твердость |
Н / 
|
| 1 I. | Нормализация, улучшение улучшкен ууулучшеникуулучшение | HВ ≤ 350 | 2НВ+70 70 |
| 2 | Объемная закалка | НRС = 38...50 | I8HRC+150 + 150 |
| 3 | Поверхностная закалка | HRС = 40...56 | I7HRC+200 + 200 |
| 4 | Цементация | НВС = 54...64 | 23HRC |
| 5 | Азотирование | ККС = 55...75 | 20HRC |
Sн - коэффициент безопасности, который можно принять:
Sн = I, I - для случая нормализации, улучшения и объемной закалки;
Sн = I,2 - для случая поверхностной закалки, цементации и азотирования;
- коэффициент долговечности, зависящий от характера нагрузки и от числа циклов нагружения зубьев.
Для однородной структуры материала (нормализация, улучшение, объемная закалка) коэффициент ограничивают в пределах: 1,0 ≤ ≤ 2,6.
В случае поверхностной закалки, цементации и азотирования:
1,0 ≤ ≤ 1,8.
выражаем = 
/ = 679,8 *1,1/2= 373,9 M Па
находим твердость материала:
2НВ+70=
НВ=( - 70)/2=(373,9-70)/2=152 МПа<350МПа
Находим подходящую марку стали: Ст 35,вид термообработки – нормализация.