Угловую скорость каждого вала определяем по формуле

2.         Угловую скорость каждого вала определяем по формуле

, с^-1 (1.5)

где n –число оборотов на соответственном валу, об/мин.

Угловая скорость на I валу равна

 с^-1

Угловая скорость на II валу равна

 с^-1

Угловая скорость на III валу равна

 с^-1

Угловая скорость на IV валу равна

 с^-1

3.         Крутящий момент на валах определяем по формуле

, Н·м (1.6)

где Р – мощность соответствующего вала, кВт

ω- угловая скорость соответствующего вала, с^-1.

Крутящий момент на валах

, Н·м

Н·м

Крутящий момент на I валу равен

 Н·м

Крутящий момент на II валу равен

, Н·м

 Н·м

Крутящий момент на III валу равен

, Н·м

 Н·м

Крутящий момент на IV валу равен

, Н·м

 Н·м

Все расчеты для удобства записываем в сводную таблицу

Таблица 1.1. – силовые и скоростные параметры привода

№ вала	Р, кВт	n , об/мин.	ω , с-1	Т , Н·м	I
I	6,93	2900	303,53	22,8
II	6,57	1160	121,4	54,2
III	6,31	274	28,68	220,1
IV	6,06	83	8,69	697,4

  1.8 Вывод

Р в приводе уменьшилось не значительно из-за потерь в подшипниках. Число оборотов и угловая скорость в приводе сильно уменьшились из-за больших передаточных отношений.

2 Расчет конической передачи 2.1 Задача

Провести проектный расчет, подобрать материал, определить основные геометрические параметры и проверить на контакт.

2.2 Расчетная схема

Рисунок 2.1 – Расчетная схема зацепления колес конической передачи

  2.3 Данные для расчета

Данные для расчета передачи берем из кинематического расчета.

Таблица 2.1 - силовые и скоростные параметры для расчета промежуточной передачи

/Параметр	Р, кВт	Т, Н·м	ω, с-1	n, об/мин	I
1 вал	6,92	22,8	303,53	2900	2,5
2 вал	6,57	54,2	121,4	1160

2.4 Условие расчета

Проектный расчет ведем на контакт, так как основной вид разрушения закрытых зубчатых передач - поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта. Проверяем на контакт и изгиб.

2.5 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Материалы для изготовления конических зубчатых колес подбирают по таблице 3.3 [1]).Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритным размерам передачи принимаем следующие материалы и варианты термической обработки (Т.О.).

Примем для колеса и шестерни сталь 40ХН и вариант термообработки ( таблица 3.3 [1]);

колесо—улучшение и закалка ТВЧ по контуру, НRC 48…53;

шестерня—улучшение и закалка ТВЧ по контуру, НRC 48…53.

Определяем допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колеса [σ]_н2 и [σ]_F2 и шестерни [σ]_н1 и [σ]_F1 по формулам (с.10 [2])

[σ]_н=·[σ]_н0 ; [σ]_F=·[σ]_F0

где - коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям, так как редуктор рассчитан на долгий срок службы, то =1 (с.11 [2])

- коэффициент долговечности при расчете по изгибу , так как редуктор рассчитан на долгий срок службы, то  =1 (с.11 [2]).

Получаем, что

[σ]_н=[σ]_н0 ; [σ]_F=[σ]_F0.

Определяем среднюю твердость зубьев колес НRC_ср=0,5(48+53)=50,5 Мпа

По таблице 2.2 [2] находим формулу для определения допускаемого контактного напряжения

[σ]_н1=[σ]_н2=14· HRC_ср+170 (2.1)

[σ]_н1=[σ]_н2=14· 50,5+170=880 МПа

Допускаемое напряжение на изгиб [σ]_F1=[σ]_F2=370 МПа (с.24 [2]).

  2.6 Проектный расчет передачи 1. Определяем внешний делительный диаметр окружности колеса по формуле (с. 19 [2]) :

(2.2)

где - коэффициент вида конических колес,  (с. 20 [2]) ;

- передаточное число быстроходной передачи;

Т₂ - вращающий момент на 1 промежуточном валу, Н·м;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев  = 1,45 (таблица 2.3 [2]);

- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, н/мм².

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляем до ближайшего стандартного значения .