Расчет закрытой цилиндрической передачи
Кинематический расчет привода.
1. Общий КПД привода общ
з– Цилиндрическая закрытая зубчатая передача 0,97
_– ______________________
_– _______________________
под – одна пара подшипников качения 0,99
2. Требуемая мощность двигателя.
P3=PP Мощность на валу приводимой в движение машины (приводимом валу), кВт.
3. Вычислим примерное передаточное число двигателя.
Первая ступень: ________________________________________. uпр1=
Вторая ступень: _____________________________. uпр2=
uприм.об. =uпр1+uпр2=
4. Примерная частота вращения вала.
Отсюда мы получаем, что nP=
5. Ближайшая синхронная частота вращения вала электродвигателя _______ об/мин.
| Тип двигателя | PЭД, кВт | nЭД, мин-1 | 
| Масса, кг |
7. Частота вращения первого вала равно частоте вращения вала выбранного электродвигателя.
8. Фактическое общее передаточное число привода.
9. Разбивка uоб по ступеням. 
10. Согласно таблице 2, закрытая зубчатая передача нормально работает при передаточных числах меньше 6. Таким образом, данное передаточное число удовлетворяет нашей задаче и нашему двигателю.
Определение параметров вращения валов привода.
11. Мощность на валах:
(Вт)
(Вт)
(Вт)
12. Число оборотов вращения валов:
(об/мин)
(об/мин)
(об/мин)
13. Угловые скорости вращения валов:
1) 
(1\с)
2) 
(1\с)
3) 
(1\с)
14. Крутящие моменты на валах:
1) 
Н*м
2) 
________Н*м
3) 
Н*м
| № Вала | Мощность P, кВт | Число оборотов n, об/мин | Угловая скорость w, рад/с | Крутящий момент T, Н*м |
| 1 вал | ||||
| 2 вал | ||||
| 3 вал |
Расчет закрытой цилиндрической передачи
Мощность на ведущем валу P_=________ кВт;
Частота вращения ведущего вала n__=_____ мин-1;
Передаточное число u=__;
Срок службы передачи L=___ лет;
Режим нагружения переменный см. рис. 5
Коэффициенты: 
Kсут=____; Кгод=____
2.1. Выбор материалов, вида термообработки зубчатых колес
Материалы и термическая обработка зубчатых колес (табл.П1)
Шестерня – сталь 45, улучшение HB1=192…240, для расчёта
HB1=220;
Колесо - сталь 45, нормализация HB2=170…217, для расчета HB2=200.
Механические характеристики материала
шестерня: предел прочности - sв=750 МПа, сечение S£ 100 мм;
предел текучести - sт=450 МПа.
колесо: предел прочности - sв=600 МПа, сечение S£ 80 мм;
предел текучести - sт=340 МПа.
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
2.2.1 Предел контактной выносливости поверхности зубьев sHlim.
2.2.2 Коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность
SH1=1,1; SH2=1,1;
2.2.3 Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев ZR при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем RA=1,25…2,5 мкм (табл.П2); ZR=0,95.
2.2.4 Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес ZV.
Принимаем V5 м/сек; ZV=1,0.
2.2.5 Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость принимаем ZN1=1, ZN2=1.
2.2.6 Допускаемые контактные напряжения [sH]1, [sH]2
Принимаем sH =_____ МПа.
2.2.7 Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба sFlim
2.2.10 Коэффициент безопасности при расчете на изгиб SF(табл.П1).
Принимаем SF=1,75.
2.2.8 Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба YR.
Принимаем YR=1.
2.2.9 Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки Ya=1.
2.2.10 Коэффициент долговечности при расчете на изгиб YN принимаем: 
2.2.11 Допускаемые напряжения изгиба [sF]1, [sF]2
;
2.2.12 Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках [sH]max1, [sH]max2
2.2.13 Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках [sF]max1, [sF]max2
2.3 Проектный расчёт
2.3.1 Крутящий момент на выходном валу Т__=________________ Н*м
2.3.2 Коэффициент ширины зубчатого венца Ybа, относительно межосевого расстояния. Т.к. зубчатые колеса расположены симметрично относительно опор, поэтому Ybа=_____ (табл.П4).
2.3.3 Коэффициент ширины зубчатого венца Ybd, относительно диаметра d1.
2.3.4 Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на контактную выносливость КНb =_____ (рис.П1, график V)
2.3.5 ВспомогательныйкоэффициентКа
2.3.6 Межосевоерасстояние aw
Принимаем стандартное значение межосевого расстояния (табл.П5) 
2.3.7 Ширина зубчатого венца bw1; bw2, округляем по таблице П6
2.3.8 Нормальный модуль зубьев mn(табл. П7)
2.3.9 Уголнаклоназубьевb
2.3.10 Суммарноечислозубьевzc
Принимаем zc=______.
2.3.11. Число зубьев ведущего колеса z1
2.3.12 Число зубьев ведомого колеса z2
z2=zc-z1=_____-_____=______.
2.3.13 Фактическоепередаточноечисло u
2.3.14. Уточненное значение угла наклона зубьев b
2.3.15 Диаметр делительной окружности ведущего колеса d1
2.3.16 Диаметр делительной окружности ведомого колеса d2
2.3.16.1 Диаметр окружности колес da1,da2
мм
мм
2.3.17 Окружная скорость колес v
2.3.18 Степень точности изготовления передачи – ___ (табл.П9)
2.3.19 Коэффициентторцевогоперекрытия:
2.3.20 Силы, действующие в зацеплении
Окружная сила
2.4 Проверочный расчет
2.4.1 Проверочный расчет на контактную выносливость
Коэффициентраспределениянагрузкимеждузубьями
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии КH
КH= ___________.
Коэффициент динамической нагрузки КHV
КHV=________
Коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес 
=_________
Контактные напряжения при расчёте на выносливость sH
.
2.4.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
2.4.2.1 Коэффициент формы зуба YF; X=0.
YF1=______; YF2=_____;
2.4.2.2 Коэффициент, учитывающий многопарность зацепления Y
2.4.2.3 Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба Yb
2.4.2.4 Коэффициент распределения нагрузки при расчете на изгиб
КF=_____
2.4.2.5 Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб
КFb=______
2.4.2.6 Коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгиб
КFV=_______
2.4.2.7. Напряжение изгиба при расчете на выносливость.
2.4.3 Проверочный расчет на статическую прочность при однократных перегрузках
2.4.3.1 Максимальные контактные напряжения при перегрузке.
2.4.3.2 Максимальные напряжения изгиба при перегрузках.
