Кинематический расчет передачи
1. ЗАДАНИЕ
ДАНО: 
=
5000 H V
= 0,9 m/c D
= 350 mm
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
КПД привода
Определяем по таблицам:
h1 - КПД соединительной муфты, h1
= 0,98
h2 - КПД пары подшипников приводного вала, h2
= 0,99
h3 - КПД цилиндрической закрытой передачи
h4 - КПД ременной передачи, h4
= 0,95
h = h1
h4
= 0.98 
h
= 0.859
Требуемая мощность двигателя
= 
=
Bт
Частота вращения выходного вала
= 
=
=
49.1 1 
Принимаем двигатель 4А112M4Y3
n = 1500 S=4.7
=
5500 Вт 
=
38 мм
Частота вращения вала электродвигателя
= 
(100
- S) = 
(100
- 4.7) = 1429. 5
Передаточное отношение привода
= 
=
=
29.11
Принимаю для ременной передачи 
=
2.5
Для редуктора
= 
=
=
11.64
Разбиваем по ступеням
= 0.88 
=
0.88 
=
3
Для редуктора принимаем стандартные значения
передаточных чисел
= 4 =
3.15
Для ременной передачи
= 
=
=
2.31
Мощности на валах, передаваемые крут. моменты,
частота вращения валов:
= =
5239. 26 Вт
h4
h2
= 5239.26 0.95 0.99 
= 4927. 52 Вт
h3
h2
= 4927.52 0.98 0.99 
= 4780.68 Вт
h3
h2
= 4780.68 0.98 0.99 
= 4638. 22 Вт
h1
h2
= 4638.22 0.98 0.99 
= 4500 Вт
= 1429.5
= 
=
618.79
= 
=
=
154.7
= 
=
=
49.11
= 
=
49.11
= 9.55 
=
9.55 
=
35 
= 9.55 
=
9.55 
=
79.05
= 9.55 
=
9.55 
=
259.13
= 9.55 
=
9.55 
=
901.94
= 9.55 
=
9.55 
=
875.06
2. РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
цилиндрический подшипник вал шпонка
Исходные данные для расчета:
Передаваемая мощность =
5239 Вт
Частота ведущего вала =
1429.5
Передаточное отношение =
2.31
Скольжение 
= 0.01
Момент =
35 Hm
Диаметр меньшего шкива
= 60 
=
60 
=
196.29 мм Приняли 
=200 мм
Диаметр большего шкива
= (
1 - 
)
= 2.31 
1
- 0.015) =
457.41 мм
Приняли =460
мм
Уточняю передаточное отношение и частоту
= 
=
=
2.32
= =
=
615.31
= 
100
= 
100
= 0.56
(Допустимо до 3%)
Межосевое расстояние
a = 2 
)
= 2 (200
+ 460) a = 1320 мм
Приняли а =1400 мм
Расчетная длина ремня
L = 2a + 
(
)
+ 
=
2 1400
+ (
200 + 460) + 
= 3849
При монтаже передачи необходимо обеспечить
возможность уменьшения его на 0,01L для облегчения надевания ремней, и
увеличения на 0,025L, для подтягивания по мере износа.
= 180 - 60 
=
180 - 60 
=
169
Коэффициент угла обхвата в зависимости от 
:
= 1 - 0.003 (180
- 
=
1 - 0.003 (180 - 169) =
0.97
Скорость ремня
V = 
=
V
= 14.97 
Окружная сила
Ft = 
=
Ft
= 350 H
Принимаем ремень Б 800 с числом прокладок
z = 3 
=
1.5 
=
3 
Проверим выполнение условия 
0.025
= z
=
4.5 мм 0.0025 = 5 - условие
выполнено
Коэффициент режима работы 
=
0.95
Коэффициент учитывающий центробежную силу
= 1.04 - 0.0004 
=
1.04 - 0.0004 
=
0.95
Коэффициент учитывающий угол наклона ветви ремня
при наклоне до 60 град
= 1.0
Допускаемая нагрузка на 1 мм ширины прокладки
p = 
p
= 2.62 H
Ширина ремня
b = 
=
b
= 44.56 мм
Приняли b
= 50 мм
Ширина шкивов
= b
+ 10 = 50 + 10 = 60 мм
Предварительное натяжение ремня при 
=
1.8 МПа
= b
=
1.8 50
4.5
=
405 H
Натяжение ведущей ветви
= +
0.5 
=
405 + 0.5 350
= 580 H
Напряжение от этой силы
= 
=
=
2.58
Напряжение от центробежной силы при p
= 1100 
= p
=
1100 
=
0.25 МПа
Максимальное напряжение
= +
+
=
2.58 + 0.25 + 2.25 = 5.07 МПа
Условие 
7
МПа - выполнено где 
= 7 МПа - для
материала ремня
= 1.5 
-
0.5 = 1.5 
-
0.5 = 1.48
= 1.48 -
коэффициент учитывающий передаточное отношение
= 
=
=
3.89 - число пробегов ремня в секунду
Проверка передачи на долговечность по формуле
= 
=
=3467
час
Давление на валы
= 2 sin
=
2 405
=
806.17 H
3. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ БЫСТРОХОДНОЙ
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
3.1 Исходные данные
= 4927.52 Bт
=
618.79 
=
76.05 Hм
= 295.13 Hм
= 4
3.2 Выбор материалов
Материал шестерни и колеса сталь 40Х ,
улучшенная 
= 280 
=
260
3.3 Допускаемые
контактные напряжения
= 
где 
=
2
+ 70 = 2 
=
630 МПа
= 2
+ 70 = 2 
=
590 МПа
коэффициент безопасности принимаем 
=
1.1
коэффициент долговечности при числе чиклов
нагружения больше базового 
=1 
=1
тогда 
=
=
1
= 572.73 МПа
= 
=
1
= 536.36 МПа
условное контактное напряжение:
= 
=
536.36 МПа
3.4 Допускаемые
напряжения изгиба
= 
Где 
=
1.8 HB1 = 1.8 280
=
504 МПа
= 1.8 HB2
= 1.8 260
=
468 МПа
= 1 для
одностороннего приложения нагрузки
Базовое число циклов перемен 
=
4 
при
числе циклов перемен больше базового принимаем:
= 1 Коэффициент
безопасности 
= 1.75 тогда
= 
=
1
1
= 288 МПа
= 
=
1
1
= 267.43 МПа
3.5 Проектировочный
расчет передачи на контактную прочность
3.5.1 Межосевое
расстояние
(+
1) 
= 0.85
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий
= 1.75
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей
= 1.3 Коэффициент,
учитывающий нагрузку, принимаем предварительно.
= 1.1 Коэффициент,
учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями, для косозубых колес.
= 0.5 Коэффициент
ширины колеса по межосевому расстоянию
приняли предварительно 
=
12 - угол наклона зуба,
= (+
1) =
(
+
1) 
= 124.28 мм
.5.2 Основные параметры
и размеры зубчатых колес
Ширина зубчатого венца 
= 0.5 
=
0.6 
=
62.14мм
Приняли для шестерни и колеса 
= 70 мм 
=
65 мм
Модуль передачи принимаем в интервале
= 0.01 =
0.01 124.28
= 1.24 мм
= 0.01 =
0.02 124.28
= 2.49 мм
приняли m
= 2.5 мм
приняли a
= 2.5 мм
суммарное число зубьев 
=
=
97.81
приняли 
= 
=
19.6 приняли
=
20
= 
-
=
98 - 20 
= 78
Фактическое передаточное отношение =
=
Погрешность 
U
= 
100
=
100
=
2.5
- допустимо до 3%
Действительный угол наклона зубьев 
=
acos 
=
acos 
= 11.48 град
Передачу выполняем без смещения, начальные
диаметры равны делительным
= 
=
=
51.02 мм
= 
=
=
198.98 мм
Диаметры вершин и впадин зубьев
= +
2m = 51.02 + 2
2.5 =
56.02 мм
= +
2m = 198.98 + 2
2.5 = 203.98 мм
= -
2m = 51.02 - 2
2.5 =
44.77 мм
= +
2m = 198.98 - 2
2.5 =
192.73 мм
Окружная скорость колес
V= 
=
=
1.65
V = 1.65 м/с Приняли
8-ю степень точности
3.6 Проверочный расчет
на контактную прочность
.6.1 Определяем
коэффициент торцевого перекрытия
= 
=
= 1.65
3.6.2 Определяем для
несимметричного расположения колес при НВ до 350
= 1.12
для V=1.65
m/c, и косозубых колес при 8 степени точности 
=
1.2
Коэффициент нагрузки
= =
1.12 1.2
=
1.34
= 
=
=
0.78
При 
=
20 определим коэффициент , учитывающий форму сопряженных поверхностей
= 
=
=
1.75
Контактные напряжения
= 
=
= 476.7 МПа
Проверим недогрузку
100
= 
100
= 4.49
3.7 Проверочный расчет
по напряжениям изгиба
.7.1 Определяем
эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба
= 
=
=
21.25
= 
=
=
82.87
по таблице приняли: 
=
3.95 
= 3.61
Проверим отношение 
=
72.91 
= 74.08 - для
шестерни отношение меньше, расчет ведем по зубу шестерни
Коэффициент, учитывающий неравномерность
нагрузки между зубьями 
= 1.07
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку 
=
1.06
Коэффициент нагрузки
= 
=
1.06
=
1.13
Коэффициент, учитывающий наклон зубьев
= 1 - 
=
1 - 
= 0.92
Коэффициент, учитывающий неравномерность
нагрузки между зубьями 
= 0.91
Вычисляем по формуле:
= 
=
0.91
0.92
= 60.53 =
288 МПа
изгибная прочность обеспечена т.к 
.8.1 Окружная сила
= 
=
=
2981.07 H
= =
2981.07 H
3.8.2 Радиальная сила
= 
=
2981.07 
=
= 1107.16 
=
1107.16
3.8.3 Осевая сила
= 
tan(
= 2981.07 tan(11.48) 
=
= 605.33 H
=
605.33 H
4. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ТИХОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ
ПЕРЕДАЧИ
.1 Исходные данные
= 4780.68 Вт =
154.7 
=
295.13Нм =
901.94Нм =
3.15
.2 Выбор материалов
Материал шестерни и колеса сталь 40Х ,
улучшенная =280 =260
4.3 Допускаемые
контактные напряжения
=
где 
=
2 +
70 = 2 280
+70 = 630 МПа
= 2 +
70 = 2 260
+70 = 590 МПа
коэффициент безопасности принимаем Sn
= 1.1
коэффициент долговечности при числе чиклов
нагружения больше базового
=1 
=1
тогда 
=
1
=
572.73 МПа
=
1 
=
536.36 МПа
условное контактное напряжение:
= 0.45
)
= 0.45 (572.73
+ 536.36)
= 499.09 МПа
4.4 Допускаемые
напряжения изгиба
где 
=
1.8 HB1
= 1.8 
=
288 МПа
= 1.8 HB2
= 1.8 
=
468 МПа
=1 для
одностороннего приложения нагрузки
Базовое число циклов перемен =
4
при числе циклов перемен больше базового принимаем: 
=
1. Коэффициент безопасности =1.75 тогда
= 
=
=288
МПа
= 
=
=267.43
МПа
4.5 Проверочный расчет
по напряжениям изгиба
Определяем эквивалентное число зубьев и
коэффициент формы зуба
= 
=
=
29.45
= 
=
=
94.65
по таблице приняли: 
=
3.85 
= 3.65
Коэффициент, учитывающий неравномерность
нагрузки между зубьями 
=1.18
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку=1.06
Коэффициент нагрузки =
=
1.25
Коэффициент, учитывающий наклон зубьев
= 1- =
1- 
=
0.93
По табл 303 Коэффициент, учитывающий
неравномерность нагрузки между зубьями 
=
0.91
Вычисляем по формуле
= 
=
0.91
0.92
=74.77 
=267.43
МПа
изгибная прочность обеспечена т.к . 
5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРEН И КОЛЕС
5.1 Быстроходная
ступень
.1.1 Шестерня
изготовлена заодно с валом , ступицу не выделяю
.1.2 Колесо кованое
диаметр cтупицы колеса приняли
= 1.6 50
80
Приняли 80
мм
Длина ступицы колеса 
=
=70
мм приняли =70
Толщина диска С=0.3 
=
0.3
70 C=19.5мм
Толщина обода 
=
4m
= 4 2.5
=10
мм
5.2 Тихохоходная
ступень
.2.1 Шестерня
изготовлена заодно с валом, ступицу не выделяю
.2.2 Колесо кованое
диаметр cтупицы колеса приняли
= 1.6 80
128
Приняли 128
мм
Длина ступицы колеса 
=
=95
мм
приняли =95
Толщина диска С=0.3 
=
0.3
90 C=27
мм
Толщина обода =
4m
= 4 3 =12
мм
6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА
6.1. Толщина стенок
корпуса и крышки
= 0.025 a+
2 = 0.025 180 + 2 =
6.5 приняли = 8 мм
= 0.02 a+
2 = 0.02 180
+ 2 = 5.6 приняли =
8 мм
6.3 Толщина нижнего пояса
корпуса при наличии бобышек
=12 мм 
=20
мм приняли =12 мм =20
мм
Диаметры болтов =
0.04 a + 12 =19.2мм
приняли болты с резьбой М18 =14
мм 
=12
мм
7. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ
Ведущий вал 
=35мм
Приняли шарикоподшипники средней серии 207 : d =
35 мм, D =72 мм, B = 17 мм
=25.5 
H
=13.7
H
Промежуточный вал 
=45мм
Приняли шарикоподшипники средней серии 309 : d =
45 мм, D =100 мм, B = 25 мм
= 52.7 Н 
=30
H
Ведомый вал
=70мм
Приняли шарикоподшипники легкой серии 214 : d =
70 мм, D = 125 мм, B =24 мм
= 61.8 Н 
=37.5
H
8. ПОДБОР МУФТЫ
Расчетный момент муфты
Тм = Км Т
где коэффициент запаса принимаем в зависимости
от режима нагрузки Км = 1,2....1,5. В нашем случае приняли Км = 1,3 , тогда:
Муфта на входном валу
Тм=1.3 
=
1.3 901.94
Тм=1172.53 Hм 
=65
мм
Приняли муфту упругую, втулочно-пальцевую
2000-55-1.1 ГОСТ 21424-75 с номинальным моментом
Тн =2000 Нм,
посадочными диаметрами d =65 мм , диаметр муфты
D = 250 мм.
9. ПОДБОР ШПОНОК
Вал. Шпонка под полумуфтой
=30 
=63
=76.05
Hм
b=8 h=7 
=4 l=55мм
=
= 
=35.96
МПа
= 
=
=
11.52 МПа
Вал Шпонка под колесом
=50 
=70
=295.13
Hм b=14 h=5.5 
=4 l=63мм
=
= 
=68.83
МПа
= 
=
=
13.38 МПа
Вал Шпонка под колесом
=80 
=95
=901.94
Hм b=20 h=12
=7.5
l=80мм
=
= 
=83.51
МПа
= 
=
=
14.09МПа
Шпонка на выходном конце
=50 
=70
b=20h=12
=7.
l=75мм
=
= 
=112.13
МПа
= 
=
=
18.5 МПа
Напряжения смятия и среза не превышают
допустимых.
Прочность шпонок обеспечена.
10. ПРОВЕРКА СТАТИЧЕСКОЙ ПРОЧНОСТИ ВАЛОВ,
ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
10.1 Исходные данные
для расчета
Вал 1
= 605.33 
=1107.16
=2981.07 
=
806.17 H
= 76.05 Hм=
0.095 b=0.195 c=0.07
d= 0.051 m
10.2. Рассмотрим
нагрузку вала в вертикальной плоскости
Определяем реакции опор ƩMb
=0
(b+a)
+ 
b
+0.5 
d
- 
c=0
Ya=
=
603.13 H
ƩMa
=0=
=1310.21 H
Строим эпюру изгибающего мoмента в вертикальной
плоскости
= 0 
=
Ya a
=
57.3 Hм
= Yb
b-(c+b)
= 1310.21
806.17
(0.07
0.195) =
41.85 Hм
= -c
= 806.17
0.07
10.3 Рассмотрим
нагрузку вала в горизонтальной плоскости
Определяем реакции опор ƩMb
=0 
b
- 
(a+b)
= 0
= 
=
ƩMa=
(c+b)
- 
=
0
= 
=
Строим эпюру изгибающего мoмента в вертикальной
плоскости
=0 
=Xb
=976.56
0.195 =190.43
10.4 Эпюра суммарного
изгибающего мoмента
= 
=
=
56.43 Hм
= 
=
=
198.86 Hм
= 
=
=194.86
Hм
Ra= 
=
Ra=2093.28
H
Rb= 
=
Rb=
1634.11 H
10.6 Исходные данные
для расчета
=2981.07 =1107.16
=605.33
Вал2
=6906.69 
=2557.16 
=1277.56 =295.13 Hм=
0.075 b=0.085 c=0.11= 0.199 d3= 0.085
10.7 Рассмотрим нагрузку вала в вертикальной
плоскости
Определяем
реакции опор ƩMb =
(b+a+с) + 
а -
(а+b)=0
Yb=
= 783.87 H
ƩMb = Yb(b+a+с)
- (b+c) + 
+0.=0=
= 666.52 H
10.8. Изгибающий момент
= Ya a =666.52 0.075 
= Ya a- 0.5 
= 49.99 -
0.5 605.33 0.199 = 10.24
= Yb c = 783.87 0.11 = 86.23 
= Yb c + 0.5 
= 86.23 +0.51277.56 0.085 =140.52
10.9 Нагрузка в горизонтальной плоскости
Определяем
реакции опор ƩMb = Xa (a+b+c) + 
(b+c)+
c
Xa= 
= 
Xa=4968.05
H
ƩMb = Xa (a+b+c) - 
-
(b+c)= 
= 
Xb=8307.06
H
Строим
эпюру изгибающего мoмента в горизонтальной плоскости
= 
a= 4968.05 0.075 =372.6H
= 
c= 8307.06 0.11 = 913.78 H
10.10 Эпюра суммарного изгибающего мoмента
= 
= 
=917.84
= 
= 
=924.52
= 
= 
= 375.94
= 
= 
10.11 Cуммарные реакции опор
= 
= 
= 5012.56 H
= = 
= 8343.96 H
11. ПРОВЕРКА ОПАСНЫХ СЕЧЕНИЙ ВАЛОВ НА
ВЫНОСЛИВОСТЬ
11.1 Сечение вблизи
шестерни вала 2
Материал вала сталь 45 нормализованная.
Выписываем для этой стали ее характеристики:
= 246 МПа 
=
570 МПа 
= 142 МПа
Амплитуда и среднее значение цикла нормальных и
касательных напряжений:
= 
=42.8
=0
=
6.83 МПа 
=
=3.42
МПа
=
Концентрация напряжений обеспечена переходом от d=50
к D=55 мм
= 0.82 
=
0.7
=1.1 
0.02
Определяем по таблице : 
=1.96
=1.35
Коэффициенты ассимметрии цикла 
=0.15 
=0.1
Коэффициенты запаса по нормальным, касательным
напряжениям и результирующий:
=
=
=
2.4
=
=
=
20.5=
= 
S=2.39
больше нормативного коэффициента S = 2.0 ... 2.5
, выносливость вала обеспечена
ЛИТЕРАТУРА
1.
Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное
пособие. Изд. 5-е, переоаб.и доп. М. Высшая школа, 1988. 447с.
.
Проектирование механических передач: Учеб. Пособие для немашиностр. Вузов
Чернавский С.А., Г.М. Цикович, В.А. Киселев и др. 4-е изд. Перераб. М.
Машиностроение 1976.
.
Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для Втузов С.А.
Чернавский, Г.А. Снасарев, Б.С. Снесарев и др. М. Машиностроение 1984. 580 с.
.
Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для
учащихся машиностроительных специальностей техникумов. М. Машиностроение 1988.