ыбор материалов и определение допускаемых напряжений шестерни и колеса
инематическая схема
ыбор электродвигателя
1. По исходным данным определяем потребную мощность электродвигателя:
,
где общий КПД где из таблицы 1.1[1]:
- 
- КПД зубчатой цилиндрической передачи;
- 
- КПД подшипников качения (одной пары);
- 
- КПД муфты.
2. Определяем частоту вращения приводного вала n3
По таблице выбираем электродвигательАИР 132 8:
:. Р.=4 кВт
пределение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням
Определяем частоту вращения приводного вала:
,
Находим общее передаточное число привода:
.
Передаточное число редуктора 
, тогда передаточное число цепной передачи
.
При определении общего передаточного числа и передаточных чисел его ступеней придерживаемся ряда 
по ГОСТ 8020-56.
пределение мощности, крутящего момента и частоты вращения для каждого вала
| N | 
| 
| 
|
| 
| 
| |
| 
| 
| |
| 
| 
|
ыбор материалов и определение допускаемых напряжений шестерни и колеса
Пара зубчатых колес (z1 - z2)
| Колесо (z2) | Шестерня (z1) |
| Исходные данные | |
| Материалы и термическая обработка: | |
сталь 40Х, улучшение,
НВ 235…262, НВср2=248;
 ; 
 .
|
сталь 40Х, улучшение,
НВ 269…302, НВср1=285;
 ; 
|
Частота вращения вала колеса:  .
Передаточное число:  .
Срок службы передачи: 15000 ч.
Передача работает с режимом 4
1 Коэффициент приведения (табл. 4.1 [2]) для расчетов на
| |
контактную выносливость 
изгибную выносливость 
| 
|
2 Числа циклов  перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на
| |
контактную выносливость
(рис.4.3[2]) 
изгибную выносливость 
|
|
3 Суммарное время работы передачи:
 .
| |
| 4 Суммарное число циклов перемены напряжений | |
| 
|
| 5 Эквивалентные числа циклов перемены напряженийдля расчета на | |
| контактную выносливость | |
| 
|
| изгибную выносливость | |
| 
|
| 6 Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок (табл. 4.3 [2]). | |
| Контактная выносливость | |
| 
|
| Изгибная выносливость | |
| 
|
7 Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость (табл. 4.2 [2]):
 ;  .
| |
(табл. 4.3 [2])
| (табл. 4.3 [2])
|
| 
|
| 
|
За допускаемое контактное напряжение принимаем меньшее значение  для шестерни и колеса: 
| |
8 Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость (табл. 4.2 [2]):
 ;  .
| |
(табл. 4.3 [2])
| (табл. 4.3 [2])
|
| 
|
| 
|
Коэффициенты нагрузки
Для определения коэффициентов нагрузки определяем относительную ширину шестерни:
;
где 
- коэффициент ширины. Выбираем консольное расположение зубчатого колеса относительно опор = 0,2 5;
В соответствии с полученным результатом, имеем:
(табл. 5.2[2]);
(табл. 5.3[2]);
Выбираем коэффициент режима 
, соответствующий 4режиму работы. Рассчитываем коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца:
;
;
Определяем окружную скорость:
,
где коэффициент 
, т.к. передача цилиндрическая прямозубая и термообработка колеса – улучшение, шестерни – улучшение+ ТВЧ (табл. 5.4 [2]).
При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности (табл. 5.5 [2]).
Для этой скорости и степени точности значение определяем:
(табл. 5.6[2]);
(табл. 5.7[2]);
Коэффициенты нагрузки находят из выражения:
при расчете на контактную выносливость 
;
при расчете на изгибную выносливость 
.
Предварительное значение межосевого расстояния:
Принимаем 
, выбирая из ряда 
по ГОСТ 6636-69.
Рабочая ширина венца колеса
.
Рабочая ширина шестерни
.
Модуль передачи
,
где 
;
.
Принимаем 
по ГОСТ 9563-60.
Суммарное число зубьев
.
Принимаем 
.
Число зубьев шестерни
.
Принимаем 
.
Число зубьев колеса
.
7.9 Фактическое передаточное число
.
Ошибка передаточного числа
.
Диаметр делительной окружности
;
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев
Шестерни: 
;
;
Колеса: 
;
.
Силы, действующие на валы зубчатых колес
Окружная: 
;
Радиальная: 
.