РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ И СОЕДИНЕНИЙ
3.1 Расчёт клиноременной передачи
Выбирая сечение клинового ремня [6], предварительно определяем угловую скорость и номинальный вращающий момент ведущего вала:
рад/с
Нм
При таком значении 
в [6], рекомендуется выбрать сечения ремня – А с площадью поперечного сечения F= 81 мм2
Размеры сечения 
мм
Выбираем диаметр D1=90 мм ведущего шкива по ГОСТ 20889-88
Передаточное отношение u = 2
Диаметр ведомого шкива D2, мм
,
где 
- коэффициент упругого скольжения
Принимаем D2 = 180 мм по ГОСТ 20889-88
Уточняем передаточное отношение
Определяем межосевое расстояние 
, мм
Принимаем значение 
Расчетная длина ремня Lp, мм
Ближайшая по ГОСТ 1284.1-89 Lp = 900 мм
Вычисляем 
Определяем с учетом стандартной длины L
Угол обхвата меньшего шкива 
Скорость ремня 
Допускаемая мощность, кВт, которую может передать один ремень, определяется по формуле:
Где по диаграммам 8.3 [6] находим величину допускаемой мощности
Р0 = 0,96 кВт, передаваемого одним ремнем при стандартных условиях, спокойной работе и угле обхвата 180°:
по табл.8.7
где 
- поправка к моменту на быстроходном валу в зависимости от передаточного отношения ([6], табл.8,8):
Необходимое число ремней с учетом неравномерности распределения нагрузки между ремнями равно
где 
- коэффициент числа ремней
Принимаем число ремней – 3
Сила предварительного натяжения одного ремня, Н, рассчитывается по формуле:
Где 
- масса 1 м длины ремня
Долговечность ремня определяем по формуле:
где 
- базовое число циклов нагружения ( 
), при котором определён временной интервал выносливости 
;
i – число пробегов ремня 
m=8 для клиновых ремней; 
;
v1 =1,7 -при передаточном отношении передачи u=2;
v2 =1,8 – при переменной нагрузке;
Максимальное напряжение растяжения в ремне, МПа
Окружное усилие 
напряжение от центробежных сил, МПа
где 
- плотность материала ремня, 
; для клиновых ремней
.
Напряжение изгиба в ремне на меньшем шкиве, МПа
где 
- модуль упругости при изгибе; 
для текстильных ремней.
Нагрузка на валы передачи
Где 
=1,2 МПа; С3=0,8 по табл.3,9.
По табл 3,11 площадь сечения ремня S1=81 мм
3.2 Расчет зубчатой конической прямозубой передачи
Материал зубчатых колёс выбираем по таблице 9.6 [2]: для шестерни – сталь 40Х улучшенную 270НВ, 
, 
; для колёс - сталь 40Х улучшенную 260НВ, 
, 
.
Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле 9.30 [2]. Предел контактной выносливости
для шестерни 
;
для колеса 
.
Эквивалентное число циклов перемены напряжения согласно циклограмме нагружения для колеса и шестерни тихоходной ступени соответственно:
;
где
ч.
с=1 – число колес, находящихся в зацеплении с расчетным
По рис. 9.9 [2] базовое число циклов 
.
Коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения.
для колеса;
для шестерни.
Допускаемые контактные напряжения при коэффициенте безопасности 
будут равны:
для шестерни - 
;
для колеса - 
.
Среднее значение допускаемых контактных напряжений
.
Определяем допускаемые напряжения на изгибы по формуле 9.35 [2]:
для колеса: 
.
для шестерни 
.
Коэффициент долговечности 
. С учетом коэффициента безопасности 
и 
, коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки получим:
для шестерни - 
.
для колеса - 
.
Определяем углы делительных конусов (см. табл. 9.2)[2]:
Определяем средний диаметр шестерни по формуле (9.17)[2]:
где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца 
(см. рис, 9.8)[2]; коэффициент ширины шестерни по формуле (9.19)[2].
.
Ширина венца
.
Определяем внешний диаметр вершин зубьев
Внешнее конусное расстояние
.
Проверяем рекомендацию табл. 9.2 [2] 
Условие соблюдается.
Определяем модуль и числа зубьев.
По табл. 9.2 (п.3) [2] внешний окружной модуль 
. Принимаем 
.
Число зубьев
.
Определяем биоэквивалентное число зубьев:
С помощью формулы 9.22 производим проверку по контактным напряжениям (9.22)[2].
Предварительно определяем:
окружное усилие 
,
окружная скорость 
.
По табл. 9.10 [2] назначаем 8-ю степень точности. По табл. 9.9 [2] 
, по табл. 9.7 бн =0,006 где, 
коэффициент, учитывающий влияние разность шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, бн - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи
Удельная окружная динамическая сила по формуле (9.29) [2].
.
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле (9.16) [2].
По формуле 9.15 [2]
Удельная расчетная окружная сила по формуле 9.25 [2]
Определяем коэффициенты z в формуле (9.22) [2]:
коэффициент, учитывающий механические свойства материала.
коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;
По формуле (9.24) [2]:
, 
(ст. 191 [2]).
коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
Контактная прочность обеспечена.
По формуле 9.27 производим проверку по напряжениям изгиба:
По графику (см. рис. 9.6)[2] в зависимости от биоэквивалентного числа зубьев находим:
и 
Расчет необходимо провести для менее прочного звена, т.е. с наименьшим отношением 
-для шестерни; 
-для колеса;
Расчет ведем по шестерне.
Из графика (см. рис. 9.5 [2]) коэффициент концентрации нагрузки 
Удельная окружная динамическая сила по формуле (9.29) [2].
где 
(см. табл. 9.8 [2]), 
имеют прежние значения.
Удельная расчетная окружная динамическая сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле по формуле (9.15) [2].
Коэффициент динамической нагрузки по формуле (9.15)[2].
По формуле (9.12) [2]
.
Напряжение изгиба
,
где 
коэффициент, учитывающий наклон зуба, 
коэффициент изменения учитывающий перекрытие звеньев.
Условие прочности выполняется. Следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечена.
Определяем силы в зацеплении.
Окружная сила 
Н;
Радиальная сила, 
Осевая сила 
где 
угол главного профиля зуба (стр.173.[2])
3.3 Расчёт цилиндрической передачи
1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес.
Выбираем материалы со следующими механическими характеристиками:
Шестерня: сталь 45 (термообработка – улучшение)
Колесо: сталь 45 (термообработка – улучшение)
2 Определение допускаемого контактного напряжения [4, c 185].
Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:
;
где 
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов, 
;
- коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей 
;
- коэффициент долговечности [2, c 132].
;
циклов – базовое число циклов;
- эквивалентное число циклов;
- расчётный срок службы передачи.
c учетом предыдущих расчетов получим:
Н/мм2- для шестерни
Н/мм2- для колес
Так как передача прямозубая, то расчет производим по 
наименьшему.
3 Определение допускаемого напряжения изгиба [1, c 42].
Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:
;
где 
- предел выносливости зубьев при изгибе,
;
- коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки 
4 Допускаемое напряжение изгиба для шестерни
;
;
5 Допускаемое напряжение изгиба для колес
;
;
6Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки:
- контактные 
- изгибные 
- для шестерни: 
Н/мм2
Н/мм2
- для колеса: 
Н/мм2
Н/мм2
7Расчет цилиндрической зубчатой передачи [1, c 46].
8 Межосевое расстояние:
Межосевое расстояние определяется по формуле:
;
где 
- коэффициент межосевого расстояния, для прямозубых колес;
u - передаточное число цепи;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, для данной схемы 
;
- крутящий момент на шестерне, 
Hмм;
Принимаем коэффициент ширины зубчатого венца 
Определяем коэффициент 
- коэффициент внешней динамической нагрузки
- расчетные допускаемые контактные напряжения
мм.
Принимаем по ГОСТ 2185-66 
мм
9ширина венцов
зубчатого колеса 
мм
шестерни 
мм
10расчет зубьев передачи
Принимаем предварительно 
, определяем модуль зацепления
мм
Принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2 мм
Пересчитаем число зубьев шестерни 
Число зубьев зубчатого колеса
11основные размеры колес
Делительный диаметр:
мм – шестерни
мм – зубчатого колеса
Диаметры окружностей вершин 
и впадин зубьев 
:
шестерни
мм;
мм
колеса
мм;
мм.
12проверка расчетных контактных напряжений.
Окружная сила в зацеплении:
Окружная сила колес:
м/с
Принимаем 9 степень точности (пониженная точность).
Удельная окружная динамическая сила:
где 
- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку 
- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса 
Н/мм
Удельная окружная динамическая сила в зоне ее наибольшей концентрации:
Н/мм
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
Удельная расчетная окружная сила:
Н/мм
Расчетные контактные напряжения:
- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев 
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес, 
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий 
МПа <427.27 МПа
13Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба:
Удельная окружная динамическая сила:
где 
м/с2 - окружная сила колес;
- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;
- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку;
Н/мм
Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
Удельная расчетная окружная сила при изгибе:
Н/мм2
Коэффициент, учитывающий форму зуба:
Расчет производим для элемента пары “шестерня-колесо”, у которого меньшая величина отношения:
Расчетные напряжения изгиба зуба:
где 
- коэффициент, учитывающий наклон зуба;
- коэффициент, учитывающий перекрытие зуба;
14Силы в зацеплении зубчатых колес
Окружные силы:
Радиальные силы:
Осевые силы:
РАСЧЕТ ВАЛОВ
4.1Разработка конструкции валов
По известным крутящим моментам определяем диаметры выходных концов валов
ВАЛ 1:
Принимаем:
диаметр выходного конца вала d1 = 15 мм;
диаметр вала под подшипники dп.у.1 = 20 мм;
ВАЛ 2:
диаметр вала под подшипники dп.у.2 = 20 мм;
диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса 1 dвал2 = 25 мм.
ВАЛ 3:
Принимаем:
диаметр выходного конца вала d3а = 30 мм;
диаметр вала под подшипники dп.у.3а = 35 мм;
диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса 2 dвала = 40 мм.
4.2 Определение расчетных нагрузок, изгибающих моментов и проверочный расчет валов
4.2.1 Вал 1
Необходимо рассчитать вал по следующим исходным данным: передаваемый момент 
H·м; материал – сталь 40X; 
МПа; 
МПа; 
МПа; 
; 
Расстояния между опорами и деталями передач выбираем из условия и конструктивных соображений.
В зацеплении действуют силы:
Окружная сила
Н;
Радиальная сила
,
Осевая сила
Величина консольной нагрузки
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости YОZ(см. рис. 2):
откуда
Н
откуда
Н
Проверка: 
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости ХОZ (см. рис. 2):
откуда
Н
откуда
Н
Проверка: 
Определяем опорные реакции в плоскости действия консольной нагрузки(см. рис. 2):
откуда
Н
откуда
Н
Проверка: 
Проверку осуществляют в наиболее опасном сечении, которое определяют на основании эпюр изгибающих и крутящих моментов, действующих на вал (см. рис. 2).
Рассмотрим на валу три сечения: 1-1, 2-2 и 3-3.
Определяем изгибающие моменты от действующих сил:
(сечение 1—1):
в вертикальной плоскости YОZ
в горизонтальной плоскости X0Z
в плоскости действия консольной нагрузки
(сечение 2—2):
в вертикальной плоскости YОZ
в плоскости горизонтальной X0Z
в плоскости действия консольной нагрузки
(сечение 3—3):
в вертикальной плоскости YОZ
в плоскости горизонтальной X0Z
в плоскости действия консольной нагрузки
Строим эпюры изгибающих моментов (см. рис. 2).
Определяем суммарный изгибающий момент сечении под опорой А (это сечение наиболее нагруженное).
Согласно уравнению (10.8)[1] рассчитаем коэффициент запаса прочности:
Здесь 
и 
- коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения в соответствии с формулами (10.9) и (10.10)[1]:
.
Переменные составляющих циклов напряжений согласно формуле (10.11)[1]:
где
суммарные изгибающий момент в сечении,
-момент сопротивления сечения изгибу, 
,
- момент сопротивления вала кручению, .
Постоянные составляющие циклов напряжения:
где 
-осевое усилие,
A-площадь сечения вала.
Коэффициенты концентрации напряжений:
при изгибе
при кручении
где 
и 
— эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении для посадки с натягом; 
и 
— масштабный коэффициент.
Коэффициент, учитывающий качество поверхности при тонком шлифовании согласно (см. табл. 10.13)[1],
Коэффициент упрочнения материала не учитываем, так как для выбранного материала поверхность имеет твердость НВ< 350.
Значит
Условия прочности вала на сопротивление усталости выполнены.
Рассчитываем шпоночное соединение «вал-шкив». По таблице 4.1 [2] принимаем для 
мм; 
мм; 
мм; 
мм; 
мм.
Рабочая длина шпонки определится из условия прочности на смятие
мм,
где 
- рабочая высота, 
Мпа – допускаемое напряжение при стальной ступице (см. стр. 48-49 [2])
Полная длина шпонки 
мм
По СТ СЭВ 189-75 принимаем шпонку 6х6х12 мм (см. стр. 78-79 [1])
4.2.2 Вал 2
Необходимо рассчитать вал по следующим исходным данным: передаваемый момент 
H·м; материал – сталь 40X; МПа; МПа; МПа; ;
Расстояния между опорами и деталями передач выбираем из условия и конструктивных соображений.
В зацеплении действуют силы:
Окружная сила
Н;
Радиальная сила
,
Осевая сила
Окружная сила
Н;
Радиальная сила
,
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости YОZ (см. рис. 3):
откуда
откуда
Проверка: 
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости ХОZ (см. рис. 3):
откуда
откуда
Проверка: 
Проверку осуществляют в наиболее опасном сечении, которое определяют на основании эпюр изгибающих и крутящих моментов, действующих на вал (см. рис. 3).
Рассмотрим на валу три сечения: 1-1, 2-2 и 3-3.
Определяем изгибающие моменты от действующих сил:
(сечение 1—1):
в вертикальной плоскости YОZ
в горизонтальной плоскости X0Z
(сечение 2—2):
в вертикальной плоскости YОZ
в плоскости горизонтальной X0Z
(сечение 3—3):
в вертикальной плоскости YОZ
в плоскости горизонтальной X0Z
Строим эпюры изгибающих моментов (см. рис. 3).
Определяем суммарный изгибающий момент сечения под цилиндрической шестерней (это сечение наиболее нагруженное).
Согласно уравнению (10.8)[1] рассчитаем коэффициент запаса прочности:
Здесь и - коэффициенты запаса прочности по напряжениям изгиба и кручения в соответствии с формулами (10.9) и (10.10)[1]:
.
Переменные составляющих циклов напряжений согласно формуле (10.11)[1]:
где
суммарные изгибающий момент в сечении,
-момент сопротивления сечения изгибу, ,
- момент сопротивления вала кручению, .
Постоянные составляющие циклов напряжения:
где -осевое усилие, A-площадь сечения вала.
Коэффициенты концентрации напряжений:
при изгибе
при кручении
где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении для посадки с натягом;
и — масштабный коэффициент.
Коэффициент, учитывающий качество поверхности при тонком шлифовании согласно (см. табл. 10.13)[1],
Коэффициент упрочнения материала не учитываем, так как для выбранного материала поверхность имеет твердость НВ< 350.
Значит
Условия прочности вала на сопротивление усталости выполнены.
Рассчитываем шпоночное соединение «вал-колесо». По таблице 4.1 [2] принимаем для 
мм; 
мм; 
мм; 
мм; 
мм.
Рабочая длина шпонки определится из условия прочности на смятие
мм,
где - рабочая высота, Мпа – допускаемое напряжение при стальной ступице (см. стр. 48-49 [2])
Полная длина шпонки 
мм
По СТ СЭВ 189-75 принимаем шпонку 6х6х16 мм (см. табл. 10.1.3 [1])
4.2.3 Вал 3
Необходимо рассчитать вал по следующим исходным данным: передаваемый момент 
H·м; материал – сталь 40X; МПа; МПа; МПа; ;
Расстояния между опорами и деталями передач выбираем из условия и конструктивных соображений.
В зацеплении действуют силы:
Окружная сила
Н;
Радиальная сила
,
Величина консольной нагрузки
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости YОZ (см. рис. 4):
откуда
откуда
Проверка: 
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости ХОZ (см. рис. 4):
Откуда
откуда
Проверка: 
Определяем опорные реакции в плоскости действия консольной нагрузки(см. рис. 4):
и
— масштабный коэффициент.
Коэффициент, учитывающий качество поверхности при тонком шлифовании согласно (см. табл. 10.13)[1],
Коэффициент упрочнения материала не учитываем, так как для выбранного материала поверхность имеет твердость НВ< 350.
Значит
Условия прочности вала на сопротивление усталости выполнены.
Рассчитываем шпоночное соединение «вал-колесо». По таблице 4.1 [2] принимаем для 
мм; 
мм; 
мм; 
мм; 
мм.
Рабочая длина шпонки определится из условия прочности на смятие
где - рабочая высота, 
МПа – допускаемое напряжение при стальной ступице (см. стр. 48-49 [2])
Полная длина шпонки 
По СТ СЭВ 189-75 принимаем шпонку 12х8х32 мм (см. табл. 10.1.3[1])