Задание на проектирование.
1. Мощность на ведущем валу передачи- 
=4 кВт
2. Частота вращения ведущего вала- 
=3100 об/мин
3. Угловая скорость ведомого вала- 
=74.5 рад/с
4. Вертикальная нагрузка на выходной конус ведомого вала Q=1600 H
5. Материал шестерни и колеса - Сталь 45
2)Кинематический расчет передачи /Рис. 1/
Угловая скорость 
= 
= 
=324.5
ведущего вала
Передаточное отношение u= 
= 
=4.4
Полученное значение округляем до величины, входящей в стандартный ряд (рис. 1 стр.36) Принимаем u=4.5
Вращающий момент на
на валу шестерни 
= 
= 
=12.3
Вращающий момент на
валу колеса 
= *u=12.3*4.5=55.4
Выбор материалов и их характеристика
Рекомендуется назначить для шестерни и для колеса сталь одной и той же марки, но с помощью термообработки обеспечивать твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни на 20-30 единиц по Бринеллю выше, чем у колеса. Пологая, что диаметр заготовки шестерни менее 90 мм, а диаметр заготовки колеса более 130 мм, принимаем как для шестерни, так и для колеса сталь 45,а термообработку-улучшение с разницей в твердости рабочих поверхностей зубьев.
Таблица 1
Механические характеристики материалов
| D заготовки | Заготовка | Материал | термообработка | Твердость |  ,МПа
|  ,МПа
|
| До 90 | Шестерня | Сталь 45 | Улучшение | 230HB | ||
| Свыше 130 | Колесо | Сталь 45 | Улучшение | 200HB |
4) Проектный расчет на контактную усталость /Рис. 2/
Определяем межосевое расстояние передачи из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев. ([1], стр.32, форм. 3.7)
(u+1) 
Где [ 
допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле ([1], сир.33, форм. 3.9)
= 
Где 
предел контактной выносливости при базовом числе циклов, который для углеродистых сталей с твердостью рабочих поверхностей зубьев менее 350 НВ, улучшенных, определяется по следующей формуле ([1], стр. 34, табл. 3.2)
=2 
HB+70 (МПа)
– коэффициент долговечности, При числе циклов больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации передачи, принимают
=1
[n 
- коэффициент безопасности. Согласно рекомендации ([1], стр. 33)
=1,15
Так твердость рабочих поверхностей зубьев колеса меньше, то допускаемое напряжение определяем для колеса
= 
=409 МПа
- коэффициент ширины венца колеса по межосевому расстоянию. По рекомендации ([1], стр. 33) принимаем =0,25 Коэффициент нагрузки 
= 
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес =1.0 
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, В принятой схеме передачи зубчатые колеса расположены симметрично относительно опор, однако на конце ведомого вала имеется консольная нагрузка, вызывающая несимметричное распределение реакций в опорах, что вызывает дополнительную деформацию валов и ухудшает условие контакта зубьев. Поэтому по рекомендации ([1], стр. 32, табл. 3.1) принимаем коэффициент =1,1 как для несимметричного расположения зубчатых колес.
-динамический коэффициент, определяемый в зависимости от окружной скорости колес и точности их изготовления. По рекомендации ([1], стр. 40,табл. 3.5)принимаем по окружной скорости до 5 м/с и восьмой степени точности изготовления значения коэффициента =1,05
Тогда 
=1,0 
1,1 1,05=1,16
С учетом полученных значений межосевое расстояние
=(4,5+1) 
=110мм
Округляем до ближайшего стандартного значения ([1], стр.36)
Принимаем 
=112