2.3.Проектный расчет закрытой конической прямозубой передачи.

Определяем диаметр внешней делительной окружности шестерни.

Коэффициент К в зависимости от поверхности твердости и зубьев шестерни и колеса соответственно имеет следущее значения:

-при ≤350HB, ≤ 350HB K=30;

-при ≥45 HRC, ≤350 HB K=25;

-при ≥45 HRC, ≥45 HRC K=22.

Окружную скорость , м/с, на среднем делительном диаметре вычисляем по формуле:

Значение коэффициентов и [1,c 45].

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм:

Значение коэффициента внутренней динамической нагрузки для прямозубых конических колес [1, c 46].

Значение коэффициента вычисляем ориентировочно:

Угол делительного конуса шестерни

Внешнее конусное расстояние

Ширина зубчатого венца b=(0.2…0.3)*=0.285*156.25=44.53

Определяем модуль передачи. Внешний торцовый модуль передачи:

Значение коэффициента внутренней динамической нагрузки для прямозубых конических колес [1,c 35].Для конических колес с круговыми зубьями значение [1, c 35].

Находим число зубьев шестерни и колеса :

Полученные значения округляем в блажащую сторону до целого числа.

Фактическое передаточное число определяем как

Отклонение от заданного значения:

Вычисляем действительные геометрические параметры передачи и сводим их в таблицу.

Таблица 3. Основные геометрические соотношения конических зубчатых передач.

Параметры	Расчетные формулы для прямозубой передачи
Внешний делительный диаметр, мм Шестерни Колесо
Внешнее конусное расстояние, мм	0.5*2*
Угол делительного конуса, град с точностью до 1 Шестерни Колесо
Ширина зубьев	b0.285*
Средний модуль, мм.
Средний делительный диаметр ,мм Шестерни Колесо
Высота головки зуба, мм
Высота ножки зуба, мм
Угол ножки зуба, град
Угол головки зуба, град	=
Внешний диаметр вершин зубьев, мм Шестерня Колесо	d
Внешний диаметр впадин зубьев, мм Шестерни Колесо

Находим силы, действующие в зацеплении.

Проверяем передачу на контактную прочность:

[1,c 34;35].

Определяем процент перегрузки:

Полученные результаты находятся в пределах допускаемой нормы.

9.Расчетные напряжения изгиба составляет :

Где [1,c 36] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колес для шестерни

Для колеса:

H/mm

Расчет выполнялся нами для наиболее слабого звена передачи, найденного сравнением отношений:

для шестерни: =94.08

для колеса:

3.Расчет открытых передач.

Расчет плоскоременной передачи.

Тип плоского ремня выбираем в зависимости от условий работы и практических рекомендации.

- кордошнуровые прорезиненные ремни рекомендуются для передачи широкого диапазона мощностей при спокойных нагрузках до скоростей νм/с.

Определяем диаметр ведущего( малого) шкива передачи, исходя из условия долговечности[1, c78;79]:

-для кордошнуровых ремней

Определяем скорость ремня, м/с, и сопоставляем ее с оптимальной для принятого типа ремня:

из стандартов

Определяем диаметр ведомого (большого) шкива :

округляем по стандартному ряду

Уточняем передаточное отношение:

Ориентировочно вычисляем межосевое расстояние [1, c 80] а=2,6*=2,6*180=468

Определяем расчетную длину ремня, мм:

Согласно табл.3.3[1, c 79]

На долговечность передачу проверяем по числу пробегов ремня ν.

Находим уточненное межосевое расстояние, мм, и производим расчет только для передач с бесконечным ремнем при окончательно установленной длине ремня по стандарту:

10.Определяем угол обхвата ремнем малого шкива , град, и при необходимости увеличиваем межосевое расстояние a или применяем натяжной ролик:

Допускаем []≥

Определяем допускаемую приведенную удельную окружную силу рассчитываемой передачи, Н/мм:

[1,c 78]; [1,c 82];[1,c 82];[1,c 82]; [1, c 83].

Вычисляем окружную силу, Н, по формуле

По расчету тяговой способности определяем требуемую ширину ( поперечного сечения) ремня b:

- для синтетических и кордошнуровых ремней

Округляем b=100

Сила давления на валы и опоры зависит от способа регулировки натяжения ремня:

- при автоматическом регулировании Q=2*

Устанавливаем ширину шкива

В=112[1, c 84]

4.Расчет валов редуктора

4.1.Расчет валов.

Быстроходный [2, c 112]

Муфта

[2, c 435] подшипник 46309

D=100 B=25

- граф. -граф.

Все округления [2, c 326]

Тихоходный [2, c 112]

Колесо (Шкив)

Т=176,2

=1.25*45=56.2556

Все округления [2, c 326]

4.2. Проверочный расчет ведущего вала на статистическую прочность

Ведущий вал (быстроходный вал)

рис. 1

Дано:

Ft1 = 1421, 6 H;

Fr1 = 501, 54 H;

Fa1 = 102, 36 H;

Fм. = Н

LБ = 134 мм; L1 = 45 мм d1 = 53, 32 мм

LМ = 75 мм;

На рис. 1 составляем расчетную схему вала, проставляем все действующие на вал силы и определяем реакции опор:

Вертикальная плоскость:

а) определяем опорные реакции

∑ М3 = 0 – Fr1 · (L₁ + L_Б) + RАУ ·LБ + F_а1 = 0

RАУ =

∑ М2 = 0 – Fr1 · L1 + RВУ ·LБ + F_а1 = 0

RВУ =

Проверка: –RАУ + RВУ + Fr1 = – 650 + 148 –501,54= 0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…3, Нм

Мх1 = F_а1 = 102,36·= 2729 Н·мм = 2,7 Н·м ;

Мх2 = F_а1 – Fr1· L1 = 102,36 ·– 501,54·45 = – 19840 Н·мм =

= – 19,8 Н·м;

Мх3 = 0

Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции

∑ М3 = 0 – Ft1 · (L₁ + L_Б) + RАX ·LБ – F_м ·LМ = 0

RАХ =

∑ М2 = 0 –Ft1 · L₁ + RВX ·LБ – F_м ·(LМ + LБ) = 0

RВХ =

Проверка: RBX – RAХ + Ft1 – F_м = 958 – 2071,4 + 1421,6 – 308 = 0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Нм

Му1 = 0 Му2 = Ft1 · L₁ = 1421,6·45 = 63972Н·мм = 64 Н·м;

Му4 = 0 Му3 = – F_м ·LМ = – 308 ·75 = –23100 Н·мм = – 23,1 Н·м;

Строим эпюру крутящих моментов, Н·м

Мк = Мz = F_t1 = 1421,6 = 37899 Н·мм = 38 Н·м

Суммарные реакции:

RA = =

RB = =

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м

М2 = =

М3 = М_У3 = 23,1 Н·м