Расчет коробки скоростей

   (2.34)

                  Подстановкой выше указанных  значений в формулу (2.34) получено:

                             

2.2.11 Диаметры  шестерни и колеса 

Делительный диаметр шестерни , определено по формуле (2.35)

     (2.35)

где  -угол наклона зуба шестерни; =0,904

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.35) получено:

  

Диаметр вершин шестерни , мм определяется по формуле(2.36)

    (2.36)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.36) получено:

       

Диаметр впадин шестерни , мм; определяется по формуле(2.37):

    (2.37)

Подстановкой указанных выше значений в формулу ( 2.37)получено:

       

Делительный диаметр колеса , мм определяется по формуле (2.38):

    (2.38)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.38) получено:

           

Диаметр вершин колеса , мм определяется по формуле (2.39):

    (2.39)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.39) получено:

        

Диаметр впадин колеса , мм определяется по формуле (2.40):

    (2.40)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.40) получено:

       

2.2.11 Силы в  зацеплении

Окружная сила в среднем диаметре колеса , Н определяется по формуле (2.41):

     (2.41)

где  - делительный диаметр колеса; =199,12 мм

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.41) получено:

          

Радиальная сила на колесе , Н; определяется по формуле (2.42):

     (2.42)

где  -окружная сила, Н; =2508,236 Н; определена по формуле (2.41);

- угол зацепления; = =0,364; определено по ([1], с.15);

- угол наклона зуба; =0,904

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.42) получено:

           

Осевая сила , Н определяется по формуле (2.43):

     (2.43)

где  =0,472; определена по ([1], с.15)

Подстановкой указанных значений в формулу (2.43) получено:

         

2.2.12 Проверка  зубьев колес по напряжениям  изгиба

Расчетное напряжение изгиба для колеса, мПа определяется по формуле (2.44):

                         (2.44)

где  - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; =1; определен по ([1], с. 15);

- коэффициент динамической нагрузки; =1,2; определен по ([1], с.16)

-коэффициент, учитывающий наклон зуба, при стандартном наклоне зубьев косозубой передаче, = ; определен по ([1], с.16);

-коэффициент форм зубьев  шестерни и колеса; =3,61; определен по ([1],с.16);

Подстановкой указанный выше значений в формулу (2.44) получено:

Расчетное напряжение изгиба для колеса меньше чем допускаемое напряжение изгиба, прочность считается достаточной.

Расчетное напряжение изгиба для шестерни , мПа, определяется по формуле (2.45)

   (2.45)

где  - коэффициент форм зубьев шестерни и колеса; =3,9; определен по ([1], с.16);

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.45) получено:

               

Расчетное напряжение изгиба , меньше чем допускаемое напряжение изгиба, прочность считается достаточной.

2.2.13 Проверка  зубьев колес по контактным  напряжениям

Контактное напряжение мПа определяется по формуле (2.46):

                (2.46)

где  - коэффициент распределения нагрузки между зубьями; =1,1; определен по ([3], с.16);

- коэффициент концентрации нагрузки, =1; определен по ([3], с.16)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.46) получено:

Расчетное напряжение не превышает допустимое.

 

2.3 Расчет открытой передачи

Для данного расчета необходимы следующие исходные данные:

• передаточное число открытой передачи , =3,57
• количество оборотов на ведущем валу , =1435 об/мин;
• количество оборотов на ведомом валу , =401,960 об/мин;
• вращающий момент на ведущем валу , =18,93 Н×м;
• вращающий момент на ведомом валу , =64,20 Н×м;
• угловая скорость на ведущем валу , =150,196 рад/с;
• угловая скорость на ведомом валу , =42,071 рад/с;
• мощность на ведущем валу , =2,872 Вт;
• мощность на ведомом валу , =2,701 Вт.

Принимаем сечение клинового ремня А по ([2], с.134)

Диаметр меньшего шкива , мм; определяется по формуле (2.47):

    (2.47)

где  -вращающий момент на ведущем валу, Н×м, =18,93× Н×м

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.47) получено:

               

Принимаем диаметр =100 мм, определено по ([2],с.132)

Диаметр , мм большего шкива определяется по формуле (2.48):

   (2.48)

где ɛ- коэффициент скольжения ремня; ɛ=0,015; определен по ([2],с.120)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2,48) получено:

           

Принимаем =355 мм.

Угловая скорость ведомого вала , рад/с рассчитывается по формуле (2,49):

     (2.49)

Подстановкой указанных выше в формулу (2.49) получено:

     

Рассчитываем расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету Δ, рассчитывается по формуле (2.50):

    (2.50)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.50) получено:

                   

Полученное значение находится в пределах

Принимаются диаметры шкивов =100 мм и =355мм

Межосевое расстояние принимается в интервале, описываемом системой уравнений (2.51):

   (2.51)

где  -высота сечения ремня, мм; =8 мм; определена по ([2], с.131)

Подставкой указанных выше значений в формулу (2.51) получено:

              

Применяется =400 мм

Расчетная длина ремня L, мм определяется по формуле (2.52)

                        (2.52)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.52) получено:

     

Подбирается ближайшее значение по стандартному ряду L=1600 мм; определено по ([2], с.131)

Уточнение межосевого расстояния , с учетом стандартной длины ремня, L, определяется по формуле (2.53):

                        

  (2.53)

где  - длина ремня, мм; определена по формуле (2.54);

-коэффициент, определен по формуле (2.55)

Длина ремня , мм определяется по формуле (2.54):

   (2.54)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.54) получено:

         

Коэффициент , определяется по формуле (2.55):

    (2.55)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.55) получено:

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.53) получено:

         

Угол обхвата меньшего шкива , определяется по формуле (2.56):

   (2.56)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.56) получено:

                  

Число ремней в передаче Z, определяется по формуле (2.57):

   (2.57)

где  - коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи; =1;определен по ([2],с.136)

-мощность передаваемая одним  клиновым ремнем, кВт; =1,5 кВт; определена по ([2],с.132);

-коэффициент, учитывающий влияние длины ремня; мм, =1; определен по ([2],с.135);

-коэффициент, учитывающий влияние  угла обхвата, =0,89; определен по ([2],с.136);

-коэффициент, учитывающий число  ремней в передаче; предполагается, что число ремней в передаче от 2 до 3, =0,95, определен по ([2],с.136)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.57) получено:

     

Принимается Z=3, определено по ([2],с.138)

Натяжение ветви клинового ремня , Н определяется по формуле (2.58)

                                   (2.58)

где Ѳ- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, ; Ѳ=0,1 ; определен по ([2],с.136)

Скорость v, м/с определяется по формуле (2.59):

    (2.59)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.59) получено:

     

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.58) получено:

           

Давление на валы , Н определяется по формуле (2.60):

   (2.60)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.60) получено:

   

Ширина шкива , мм определяется по формуле (2.61):

   (2.61)

где е- глубина канавки, мм; е=15 мм; определена по ([2], с.138);

- ширина канавки, мм; =10 мм; определена по ([2], с.138)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.61) получено:

    

2.4 Предварительный расчет валов  редуктора и разработка их  эскизов

Этот расчет заключается в определении диаметров выходных концов и валов, диаметров под подшипники и и диаметр под колесо .

2.4.1 Ведущий вал

Диаметр выходного конца ведущего вала , мм при допускаемом значении =15 мПа, определено по ([2], с.136), определяется по формуле (2.62):

    (2.62)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.62) получено:

         

Принимается стандартное значение =30 мм. Диаметр подшипника на 3-5 мм больше диаметра выходного конца вала, =35мм.

Эскиз ведущего вала представлен на рисунке 2.1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2.1-Эскиз ведущего вала

2.4.2 Ведомый вал

Диаметр выходного конца ведомого вала , мм при допускаемом значении =15 мПа, определено по ([2],с136), определяется по формуле (2.63):

    (2.63)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.63) получено:

                  

Принимается стандартное значение =45 мм, определено по ([2],с.162), =55 мм, выбирается на 3…5 мм больше диаметра выходного конца вала под муфту, =50 мм выбирается на 3…5 мм больше диаметра подшипника.

Эскиз ведомого вала представлен на рисунке 2.2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2.2- Эскиз ведущего вала

 

 

2.5 Расчет конструктивных размеров  зубчатой пары редукторов

Зубчатая пара представляет из себя:

• шестерню, выполненную за одно целое с валом, с размерами:
• делительный диаметр, , = 50,88 мм;
• диаметр вершин, , =54,88 мм;
• ширина шестерни, , =55 мм.
• Колесо кованое, с размерами:
• делительный диаметр, , =199,12 мм;
• диаметр вершин, , =203,12 мм;
• ширина колеса , =50 мм.

Диаметр ступицы колеса мм определяется по формуле (2.64):

    (2.64)

где  - стандартное назначение диаметра ступени вала под колесо, =55мм, определено по([2],с.162).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.64) получено:

           

Длина ступицы колеса , мм определяется по формуле (2.65):

   (2.65)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.65) получено:

                

Длина ступицы колеса принимается равной 80 мм

Толщина обода колеса , мм определяется по формуле (2.66):

    (2.66)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.66) получено:

Толщина обода колеса выбирается из полученных пределов, =8 мм

Толщина диска С, мм определяется по формуле (2.67):

     (2.67)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.67) получено:

     

 

 

2.6 Расчет конструктивных размеров  корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса ϭ, мм определяется по формуле (2.68):

    (2.68)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.68) получено:

      

Значение толщины стенок корпуса , принимается равным 8мм

Толщина крышки корпуса , мм определяется по формуле (2.69):

    (2.69)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.69) получено:

Значение толщины крышки корпуса, , принимается равным 8 мм

Толщина верхнего пояса корпуса , мм определяется по формуле (2.70):

     (2.70)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.70) получено:

    

Толщина нижнего пояса корпуса р, мм определяется по формуле (2.71):

     (2.71)

Значение толщины нижней пояса корпуса р, принимается равной 20 мм

Толщина пояса крышки , мм определяется по формуле (2.72):

     (2.72)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.72) получено:

                

 

Диаметр фундаментальных болтов , мм определяется по формуле (2.73):

    (2.73)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.73) получено:

Принимаем болты с резьбой М16

Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников , мм определяется по формуле (2.74):

   (2.74)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.74) получено:

           

Принимаем болты с резьбой М12

Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом , мм определяется по формуле (2.75):

    (2.75)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.75) получено:

             

Принимаются болты с резьбой М8.