Межосевое расстояние
где 
=000 для косозубых передач [ 1 ].
Коэффициент ширины зубчатого венца принимаем 
= 0,000. На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки Кн= 0,0. Тогда
= мм.
Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения 
= 000,00 мм.
Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения
Рекомендуемый диапазон для выбора модуля
m=(0,01…0,02)* = мм.
Из полученного диапазона выберем стандартный модуль m= мм [ 1 ].
Суммарное число зубьев передачи 
.
Число зубьев шестерни 
.
Число зубьев колеса 
.
Фактическое передаточное число uф = 
= 0.
При 
0.0 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 0.0 %.
Учитывая, что Z0>00, принимаем коэффициенты смещения x0=0, х0 =0.
0.0.0.Ширина зубчатых венцов и диаметры колес
Ширину зубчатого венца колеса определим по формуле
bw0= =0,000*000= мм.
Округлим bw0 до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров bw0= 00 мм. Ширину зубчатого венца шестерни bw0 принимают на 0...0 мм больше чем bw0. Примем bw0=00 мм.
Диаметры окружностей зубчатых колес:
делительные окружности dj=mZj
d0=mZ1=0,0*00=000 мм, d0=mZ2 = 0.0*000 = мм,
окружности всршин зубьев daj= dj +0m(0+xj),
da1= 000 +0*0,0 = мм, da2= 000 +0*0,0= мм,
окружности впадин зубьев dfj= dj -0m(0,00-xj),
df1=000 – (0*0.0*0.00)= мм, df0=000 - (0*0.0*0.00)= мм.
2.2.3.Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи
Величину окружной скорости передачи рассчитываем по зависимости
=0,0 м/с.
Для полученной скорости назначим степень точности передачи nст=0 [ 1 ] 0.
3.Расчет клиноременной передачи
Исходные данные
Крутящий момент на ведущем шкиве Т 1 = Н•м
Частота вращения ведущего шкива n 1= мин-1
Передаточное число u =
Относительное скольжение 
= 0.015
Угол наклона передачи к горизонту 
Тип нагрузки -
Число смен работы передачи в течение суток n c=
Расчет передачи
1. Выбор ремня
По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1.3) [1]:
тип сечения -;
площадь поперечного сечения A = мм2;
ширина нейтрального слоя b p= мм;
масса погонного метра ремня qm = кг/м.
2. Диаметры шкивов
Диаметр ведущего шкива определим по формуле [1]:
d 1=40 
=
Округлим d 1 до ближайшего значения из ряда на с. 77 [1]: d 1= мм.
Диаметр ведомого шкива равен:
d 2= u 
d 1=
После округления получим: d 2= мм.
3. Фактическое передаточное число
u ф= 
=
4. Предварительное значение межосевого расстояния
= 0.8 (d 1+ d 2)=
5. Длина ремня
L = 2 +0.5 
(d 1+ d 2)+ 
=
Округлим до ближайшего числа из ряда на [1]: L = мм.
После выбора L уточняем межосевое расстояние
= 0.25(L-W+ 
)=
где W = 0.5 (d 1+ d 2)= Y = 2 (d 2- d 1)2=
6. Угол обхвата на ведущем шкиве
= 
-57. 
=
7. Скорость ремня V = 
=
8. Окружное усилие равно Ft = 
=
9. Частота пробегов ремня 
= 
=
10. Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,
Cu =1.14- 
=
11. Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения
= 
- 
-0.001 V 2=
12. Допускаемое полезное напряжение
[ 
] = C 
C p=
где C 
- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,
C = 1-0.44 ln 
=
C p - коэффициент режима работы.
C p = C н-0.1(n c-1)=
C н- коэффициент нагружения, C н=
13. Расчетное число ремней
Z = 
=
где Сz - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл. 3.3 [1]), предварительно приняли Сz= 0.95.
Расчетное значение Z округлим до ближайшего большего целого числа Z=
14. Сила предварительного натяжения одного ремня
S 0 = 0.75 
+ qmV 2=
15. Сила, нагружающая валы передачи,
Fb = 2 S 0 Z sin 
=
Расчёт тихоходного вала
Рассчитываем на усталостную прочность тихоходный вал редуктора при следующих исходных данных:
Крутящий момент на валу 
Н м;
Окружная сила 
= 0,0 кН.
Распорная сила Fr= 0,00 кН.
Окружная сила Fа=Ft tg 
=0,00 кН.
Консольная сила Fк= 125 
=000 
= 0,00 кН
0. Определение опорных реакций.
Опорные реакции в горизонтальной плоскости.
Отсюда, 
Отсюда, 
Опорные реакции в вертикальной плоскости.
Отсюда, 
Отсюда, 
Строим эпюры моментов по площадям эпюр усилий с учётом момента в сечении А.
При построении эпюры суммарных моментов необходимы дополнительные расчёты.
M0= 
= 
Нм
MА0= 
= 
Нм
MА0= 
= 
Нм
На основании выполненных расчетов построены эпюры изгибающих и крутящих моментов.
В качестве опасного рассмотрим сечение А, для которого концентраторами являются посадка с натягом зубчатого колеса и шпоночный паз.
Расчет вала в сечении A
В сечении действуют: изгибающий момент М = 00 Н.м, крутящий момент
Т= 000 Н•м, осевая сила Fa= 0,00 кН., имеется шпоночный паз со следующими размерами: b= мм, t0= мм.
Осевой момент сопротивления
Wx = 
= 
=00000мм0,
Полярный момент сопротивления
WP = 
= 
= 00000 мм0,
площадь сечении А = 
=0000 мм0
Нормальные напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой
МПа.
Средние нормальные напряжения
= МПа.
Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу
= МПа.
В опасном сечении имеется два концентратора напряжений: посадка с
натягом и шпоночный паз.
Для посадки с натягом 
определим методом линейной интерполяции,
=0,00 [ 1].. Значение вычислим по формуле
=0,0 +0,0=0,0*0,00+0,0=0,00.
Для шпоночного паза эффективные коэффициенты концентрации напряжений определим методом линейной интерполяции по данным работы [ 1 ]:
К 
= и К 
=.
Коэффициенты влияния размера поперечного сечения вычислим по формулам
=0,00, 
=0,00.
Для шпоночного паза 
; 
.
Из двух полученных значений 
и для дальнейшего расчета выбираем
наибольшие значения =0.00, =0.00.
Примем, что поверхность вала под зубчатое колесо получена чистовым
обтачиванием с Rа = 0,0 мкм. По величине Rа найдем КF= 0,00 [ 1 ].
Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.
Коэффициент влияния упрочнения.
Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует.
Тогда Кv=0.
Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам
выносливости детали
К 
= ( +КF -0)/ Кv = (0.00+0.00-0)/0=0,0;
К 
=(
+КF -0)/ Кv = (0.00+0.00-0)/0=0,0.
.
Значения коэффициентов запаса прочности S и S определим по формулам:
S 
=00
S 
=00
Общий коэффициент запаса прочности
S= 
Усталостная прочность вала в сечении A обеспечена.
5. Подбор подшипников
Первоначально принимаем для первого вала редуктора подшипники шариковые радиальные однорядные лёгкой серии 000 со следующими параметрами:
диаметр вала в месте посадки подшипника d=00 мм;
наружный диаметр D= мм;
высота подшипника В= мм;
статическая грузоподъёмность С0= кН;
динамическая грузоподъёмность С= кН;
режим нагружения привода-постоянный;
температура подшипникового узла до 
Реакции в опорах найдены ранее при расчёте вала:
Расчёт подшипника следует производить для наиболее нагруженной левой опоры А
Эквивалентная динамическая нагрузка:
,
где
КТ – температурный коэффициент. При рабочей температуре подшипника t<0000C КТ=0.
- коэффициент безопасности. С учётом зубчатой цилиндрической передачи 0-ой степени точности коэффициент безопасности 
.
При вращении внутреннего кольца подшипника V=0.
Так как осевая нагрузка на валу отсутствует, то необходимо принять Х=0,Y=0.
Долговечность подшипника при максимальной нагрузке:
,
где m – показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.
Эквивалентная долговечность подшипника
,
где 
- коэффициент эквивалентности для постоянного режима нагружения.
Так как 
, следовательно, выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы, и его долговечность обеспечена.
6. Подбор и проверка шпонок на смятие
Для фиксации на валу в радиальном направлении деталей, передающих вращение, часто используют призматические шпонки со скругленными концами. Материал шпонок - сталь 00 нормализованная. Прочность шпонок проверяем исходя из условия прочности:
-окружная сила;
-площадь смятия;
-рабочая длина.
,
где
d – диаметр вала;
b – ширина шпонки;
h – высота шпонки;
t0 – глубина паза вала;
l – длина шпонки;
T – крутящий момент на валу.
Допускаемые напряжения смятия:
Вал быстроходный:
d = мм; b=00 мм; h=00 мм; t0 = мм; l = мм; T= H·м.
Вал тихоходный:
d = мм; b= мм; h= мм; t0 = мм; l = мм; T= H·м.
Ведомый вал:
0. d = мм; b= мм; h= мм; t0 = мм; l = мм; T= H·м.
Условие прочности для шпонок выполнено.
7. СМАЗКА ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ РЕДУКТОРА
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии, лучшего отвода тепла, снижения шума и вибраций трущиеся поверхности должны иметь постоянную и правильно выбранную смазку.
Чем меньше окружная скорость вращения колеса, тем на большую глубину оно может быть погружено в масляную ванну. Поэтому тихоходное колесо редуктора, вращающееся со скоростью 
, может быть погружено в масляную ванну на глубину до 0/0 и более радиуса колеса. Промежуточные колеса погружаем в масляную ванну на глубину до 5m = мм
Так как окружная скорость колёс первой ступени 
, то смазка происходит масляным туманом.
Исходя из того что высота уровня масла 000 мм, а ширина и длина корпуса 000 и 0000 мм. соответственно, объем масляной ванны:
Чем больше объем масляной ванны, тем дольше сохраняются свойства масла и тем лучше условия смазки.
0,0
Рекомендуемая вязкость масла при контактных напряжениях σН = 000МПа и окружной скорости υ=0,0 м/с должна быть равна
По ГОСТ 00000-00 в соответствии с требуемой вязкостью выбираем масло индустриальное И-00А Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью жезлового маслоуказателя.
В соответствии с температурой подшипникового узла (
) камеры подшипников заполняем солидолом синтетическим (ГОСТ 0000-00).
8. ВЫБОР МУФТЫ
В соответствии с диаметром хвостовика d=00 мм тиходного вала и крутящим моментом на валу Тр= Нм выбираем муфту зубчатую со следующими параметрами:
D=000 мм;
L=000 мм – длина муфты;
Библиографический список
1. Баранов Г.Л. Расчет деталей машин: учебное пособие/ Г.Л. Баранов. Екатеринбург: УГТУ–УПИ, 2007. 222 с.
2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин/ А.Е. Шейнблит. М.: Янтарный сказ, 2004. 455 с.
3. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин [и др.]. М.: Машиностроение, 1988. 416 с.
