2 Расчет втулочной муфты
2.1 Выбор муфты по ГОСТ 24246-40 [1, т. 17.2]
Диаметр вала электродвигателя dвала=38 мм [из п.1.1]
Справочные данные:
Допускаемый крутящий момент: [Тр]= 200 Н*м [1, т.17.2]
Наружный диаметр муфты D=55 мм [1, т.17.2]
Длина муфты L=105 мм [1, т.17.2]
2.2 Расчет муфты на прочность
Втулочная муфта рассчитывается на кручение:
где Тр- допускаемы крутящий момент,
-
полярный момент сопротивления
Расчетный крутящий
момент Тр=Кр*Тном
[Tр],
где Кр- коэффициент режима работы для ленточного конвейера Кр=1,5 [1, т. 17.1]
Тном=Т1=54 Н*м [из п.1.1.7]
Тр=1,5*54,34 Н*м=81,51 Н*м
где D- наружный диаметр муфты,
,
где
- допускаемое напряжение кручения муфты.
Условие прочности выполнено.
2.3 Выбор соединения муфты с валом.
Возьмем штифтовое соединение. Справочные данные:
Диаметр штифта dш=10 мм [1, т.17.2]
Длина штифта lш=60 мм [1, т.17.2]
Расстояние от края муфты до середины штифта l=25мм [1, т 17.2]
2.4 Расчет штифта на прочность
Штифт рассчитывается на прочность при срезе:
,
где 
-допускаемое
напряжение среза штифта.
Сила, действующая на штифт:
Площадь среза:
,
где z=1
– количество штифтов, i=2
– количество плоскостей среза.
Найденное значение меньше допустимого.
3 Расчет закрытой зубчатой конической передачи
Вращающий момент
на валу шестерни Т1=54,34
Н*м при частоте вращения
,
угловой скорости вращения:
,
передаточное число конической передачи:
U1=2,8,
вращающий момент на валу колеса Т2=
Н*м.
Для изготовления шестерни выбираем сталь 40Х, улучшенную с твердостью НВ 270, для изготовления колеса – сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245 [1, т. 11.6]
3.1. Расчет передачи на прочность
Определение контактного допускаемого напряжения:
,
здесь принято для колеса значение
предела контактной выносливости:
- коэффициент
долговечности, [SH]=1.15
– коэффициент безопасности [2, т. 3.2]
КНβ=1,35-коэффициент учитывающий распределение нагрузки по зубьям при консольном расположении шестерни [2, т. 3.1]
Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию: ψbRe=0.285 (рекомендация ГОСТ 12289-76)
Внешний делительный диаметр колеса рассчитывается по формуле:
.
Для прямозубых передач принимается ka=99, подставим данные:
Принимаем по ГОСТ
12289-76 ближайшее стандартное значение
.
Примем число зубьев шестерни z1=25, тогда число зубьев колеса:
z2=z1*u1=25*2.8=70
Внешний окружный модуль:
Углы делительных конусов:
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b рассчитывают по формулам:
=
Внешний делительный диаметр шестерни:
Средний делительный диаметр шестерни:
Внешний диаметр шестерни и колеса (по вершинам зубьев):
Средний окружный модуль:
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:
Средняя окружная скорость колес
Для проверки напряжений определяем коэффициент нагрузки:
KH=KHα*KHβ*KHυ,
где KHβ=1,195
– коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки по длине зуба при консольном
расположение колес, твердости НВ<350,
при 
=0,5[2, т.3.5];
KHα=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями [2, т.3.4]
KHυ=1.05
– коэффициент, учитывающий динамическую
нагрузку в зацеплении для прямозубых
колес при 
≤5м/с[2, т.3.6]
Таким образом, KH=1,195*1*1,05=1,255.
Проверяем контактное напряжение:
Силы
в зацеплении (окружная сила):
Радиальная сила для шестерни, равная осевой силе для колеса:
Радиальная сила для колеса, равная осевой силе для шестерни:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
,
где kF
– коэффициент нагрузки, YF
– коэффициент формы зуба, 
=0.85
-коэффициент
долговечности, 
- допускаемое напряжение при проверке
зубьев на выносливость по напряжению
изгиба.
kF = KFβ*KFυ , где KFβ-коэффициент распределения нагрузки по ширине зуба; KFυ-коэффициент динамичности нагрузки.
KFβ
=1,305, при
=0,5, консольном расположении колес, валах
на роликовых подшипниках и твердости
НВ<350 [2, т.3.7]
KFυ
=1,45, при твердости НВ<350 и скорости 
[2, т.3.8].
Итак, kF = 1,305·1,45=1,892.
YF – коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
для шестерни:
zυ1=z1/cosδ1=25/cos
≈27,
для колеса:
zυ2=z2/cos
δ2=70/cos
≈208.
При этом YF1 =3,88, YF2 =3,6 [2, с.42]
Допускаемое
напряжение при проверке зубьев на
выносливость по напряжению изгиба:
,для стали 40Х
улучшенной при твердости HB<350
предел контактной
выносливости зубьев при изгибе 
=1.8·HB[2, т.3.9]
Для шестерни: 
Для колеса: 
Коэффициент запаса
прочности: 
,по [2,
т.3.9]
=1,75,
для поковок и штамповок
=1,
=1,75·1=1,75.
Допускаемые напряжения изгиба при расчете зубьев на выносливость:
для шестерни:
для колеса:
Определим наименее прочное колесо передачи по отношению [σF]/yF:
для шестерни: [σF1]/yF1=280/3,88≈72МПа
для колеса: [σF2]/yF2=250/3,6≈70МПа
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше. Проверяем зуб колеса.
,где d2
- средний
делительный диаметр колеса, Ft2
– окружное усилие, действующее на зуб
колеса.
Напряжение изгиба зуба колеса:
3.2. Расчет соединения колеса конической передачи с валом.
Посадочный диаметр
на промежуточный вал
,
где
: : исел зубтьт эвках и напряжением
изгибастерни:для прямозубых м расположение
колес, твердости НВ
,примем dв=31мм,
тогда длина ступицы:
LCT=1,2·31≈38мм.
Подберем прямобочное шлицевое соединение по диаметру вала из средней серии [1, т.4.5]:
z=6 – количество зубьев,
d=26мм – диаметр впадин зубьев,
D=32мм – диаметр выступов зубьев,
dср=29мм – средний диаметр шлицевого соединения,
b=6мм – ширина зуба,
l= LCT=38мм - длина шлицевого соединения.
Рассчитаем шлицевое соединение на прочность. Расчет ведем на смятие, тогда напряжение смятия:
,
где 
-допускаемое
напряжение смятия,
-
сила, действующая на шлицы,
-
площадь смятия.
,
необходимое условие на прочность
соблюдается.
3.3. Конструктивные особенности конического колеса.
Подберем размеры для конической передачи [2, т.10.1]:
длина ступицы LCT =38мм,
диаметр вала dв=31мм,
диаметр ступицы dст=1.6dв=1,6·31≈50мм,
внешнее конусное расстояние Re =119мм,
ширина зуба b=34мм,
внешний диаметр выступов зубьев колеса: dae2=227мм
толщина диска колеса: С=025b=0.25·34≈9мм,
толщина зубчатого венца δ0=3,5m=3.5·2.744≈10 мм