Выбор двигателя. Кинематические и силовые параметры привода
Выбор электродвигателя.
Требуемая мощность электродвигателя
где 
- общий КПД привода: = 
здесь
= - КПД зубчатой передачи, =0,00- КПД ременной передачи, =0,00 - КПД одной пары подшипников качения, согласно [ 0 ]
Тогда
= 
= кВт.
По требуемой мощности из работы [ 0 ] приложения выбираем электродвигатель 0А000S0 с ближайшей большей стандартной мощностью 
= 00 кВт, синхронной частотой вращения nc = 0000 мин-0 и скольжением S=……. %.
0.0. Частота вращения вала двигателя
0000 мин-0
Частота вращения барабана
мин-0
0.0. Общее передаточное число привода
0.0. Передаточное число зубчатой передачи
Принимаем для зубчатой передачи стандартное значение передаточного числа 
Полученное значение 
округляют до ближайшего стандартного из [ 0 ].
Принимаем 
0.
1.3.. Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):
0000 мин-0
мин-0
мин-0
0.0. Мощности, передаваемые валами:
P0=Pтр= кВт
P0=P0 
= 00 = кВт
P0=P0 = 00 = кВт
Крутящие моменты, передаваемые валами.
Крутящий момент на валу определяется по формуле 
Н м
Н м
Н м
Расчет зубчатой передачи
Выбор материалов зубчатых колес
Определяем размеры характерных сечений заготовок по формулам [1 ], принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u> 4 шестерня изготавливается за одно целое с валом.
. Для косозубой передачи 
=00. Тогда 
мм.
=0,0*0* 
=00,00 мм.
Диаметр заготовки для колеса равен
мм.
Выбираем материал для колеса и шестерни - сталь 00, термообработка - улучшение, твердость поверхности зуба шестерни - 000...000 НВ, 
=00 мм, > 
,твердость поверхности зуба колеса - 000...000 HB. [ 0 ].
Определяем средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса:
НВ0 = 0,0(НB0min+ НВ0max) = 0,0(000+000) = 000;
НВ0 = 0,0(НB0min+ НВ0max) = 0,0(000+000) = 000.
Определение допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжениия определяем по зависимости
где индекс j=0 соответствует шестерне, а индекс j=0 –колесу.
Пределы контактной выносливости определим по формулам:
=2HВ0+70 = 0*000.+70 = МПа,
= 2НВ0+70=0*000+70 = МПа.
Коэффициенты безопасности одинаковы для шестерни и колеса 
1,2 (в соответствии с материалом и термообработкой)
Коэффициенты долговечности
Базовые числа циклов при действии контактных напряжений 
; 
[ 0 ]
Эквивалентные числа циклов напряжений
= 
,
где 
= 0.000 - коэффициент эквивалентности для легкого режима работы.
Суммарное число циклов нагружения
=00njcth,
где с =, th - суммарное время работы передачи, th = 00 L 0 kг kc ПВ. Здесь ПВ=0,00ПВ%=0,00*00 =0,00.
В результате расчетов получим
th = 0*000*00*0,0*0,00*0.00 = 0000 ч,
=00*000*0000=0,00*000об, 
=00*000*0000=0,00*000 циклов
=0.000 *0,00*000=00,0*000; 
= 0.000 *0,00*000=0,00*000 циклов.
Значение коэффициента долговечности KHL определяется по формуле
. Принимаем 
=0,00.
. Принимаем =0,00.
Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
; 
, 
Допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи
= 
МПа.
Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба вычисляем по формуле
Пределы изгибной выносливости зубьев
= 0.00НВ0=0.00*000,0= МПа,
= I.00НВ0=0.00*000= МПа.
Коэффициенты безопасности при изгибе: SF0=0,0; SF0=0.0 (в соответствии с материалом и термообработкой).
Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода КFC0=0, КFC0=0
Коэффициенты долговечности
0,
где qj - показатель степени кривой усталости, q0=6, [1 ];
NF0 = 4*106 - базовое число циклов при изгибе.
Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе NFEj= 
, где 
= 0.000, 
=0.000 - коэффициенты эквивалентности для _________ режима работы.
=0,000*000; 
=0,000*000
Поскольку 
> NF0, примем КFL0 = 0.Вычислим КFL0 = 
= 0,00.
Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:
= 000 МПа; 
= 000 МПа