Расчет двигателя

[δн] 1,23[δн2]=1,23*500=615 мПа (2.3)

условие выполняется

         2,4 Определяем допускаемое  напряжение изгиба

 [δр]= δfo /[Sf]*Кfu (2.4)

δfo =1,8 НВ      [2 таб3]

[Sf]=1,75-для зубчатых колес изготовленных из паковки

Кfu=1

 [δf1]= 1,8 НВ/[Sf] =1,8*295/1,75=303 мПа   (2.5)

[δf2]= 1,8 НВ2/[Sf]=1,8*240/1,75=247 мПа (2.6)

[δf]- допускаемое напряжение

         2.5 Межосевое расстояние 

Ка = коэффициент межосевого расстояния для косозубых колес [1 стр15]

Ψа- коэффициент ширины принимают в зависимости от  положения колес относительно опор. [1 стр15]

Ψа=0,315

коэффициент ширины

Ψв=0,5 Ψа*(uз+1)=0,5*0,315(3,15+1)=0,65 (2.7)

Кнβ=1  т.к. НВ 350

Кнβ – коэффициент концентрации нагрузки

Межосевое расстояние 

Аw= Ка *(uз+1) Кнβ *Т2/ Ψа uз [δ]н  (2.8)

Т2=289

[δ]н =500мПа

Аw=43*(3,15+1) 1*289*10 /0,315*3,15 *500 =128мм

Округляем в  большую сторону из стандартных [ 1 стр363  таб. 19,1]

d=130 мм

         2.6 Предварительные основные размеры  колеса

Делительный диаметр 

d2=2 Аw uз /(uз+1)=2*130*3,15/(3,15+1)=197,35мм  (2.9)

ширина

b= Ψа Аw =0,315*130=40,32мм (2.10)

округляем до 40мм

         2.7 Модуль передачи 

Кm- коэффициент модуля для косозубых колес

Кm=5,8

Предварительный модуль передач

m 2 КmТ2/ d2 b[δ]f=2*5,8*289*10 /197,35*40*247=1,7мм (2.11)

принимаем m =2мм

         2.8  Угол наклона и суммарное число  зубьев 

βmin=аrcsin*4m/b2= аrcsin*4*2/40=11,54  (2.12)

суммарное число  зубьев

ż =2 Аw cos βmin/ m=2*130* cos*11,54/2=127,37 127 (2.13)

полученное значение округляем в меньшую сторону  до целого и определяем  действительное значение угла  β

β=arccos(ż m/2 Аw)= arccos(127*2/2*130)=12,3329 º

      2.9 Числа зубьев шестерни и колеса

ż1= ż/(uз+1) żmin (2.14)

żmin=17cos β (2.15)

Число зубьев шестерни

ż1= ż/(uз+1)=127/(3,15+1)=30,6=3 (2.16)

Число зубьев колеса

Ż2= ż -ż1=127-30=97

      2.10 Фактическое передаточное число

 uф=  (2.17)

отклонение от заданного передаточного числа

 Δ u= 4% (2.18)

Δ u= *100=2,5% 4%

         2.11 размеры колеса

Делительный диаметр шестерни

  d1= мм (2.19)

Делительный диаметр  колеса

 d2=2 Аw- d1 (2.20)

d2=2*130-61,417=198,583мм

диаметр окружностей  вершин  dа    и впадин df

шестерни;     dа1= d1+2 m =61,417+2*2=65,417мм (2.21)  df1= d1-2,5 m=61,417-2,5*2=56,417мм (2.22)

колеса;  dа2= d2+2 m=198,583+2*2=202,583мм

      df2= d2-2,5 m=198,583-2,5*2=193,583мм

ширину шестерни b1 принимаем по отношению b1 /b2 =1,08

 b1=b2 1,08=40*1,08 =43мм (2.23)

         2.12 Пригодность заготовки колес

Dзаг = dа+6мм  (2.24)

Dзаг =65,417+6=71,417мм

Sзаг= b2+4мм (2.25)

Sзаг= 40+4=44мм

Условие пригодности  заготовок

Dзаг Dпред

Sзаг Sпред

Dпред=125

Sпред=80 

71,417<125   ;     44<80

Условие пригодности  заготовок выполняется 

         2.13 Силы зацепления

окружная

 Ft=  (2.26)

Ft= Н

Радиальная

 Fr=  (2.27)

Fr= Н

Осевая

 Fа=Ft tgβ (2.28)

Fа=2910,62*tg12,3329=636,37Н

         2.14 проверка зубьев колес по напряжениям  изгиба

  V=  (2.29)

V= м/с

Степень точности 8кв

Кfα=1

 Υβ=  (2.30)

Υβ= =

Коэффициент ширины

ψd=  (2.31)

ψd=

Кfβ=1

КfV=1,2

Коэффициент формы  зуба

 żV1=  (2.32)

żV1=

Yf1=3,8 - [ 1 таб2,5 стр19]

ŻV2=  (2.33)

ŻV2=

Yf2=3,61 - [ 1 таб2,5 стр19]

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колес

δf2=  (2.34)

δf2= =143,74мПа

δf2 1,1[δf2]=1,1*247=271,7мПа

условие выполняется 

143,74мПа 271,7мПа

δf1=  (2.35)

δf1= =151,3мПа

δf1 1,1 [δf1]

δf1=1,1*303=333,3мПа

151,3мПа 333,3мПа

условие выполняется

         2.15 Проверка зубьев колес по контактным  напряжениям

Кнα=1,1

Кнβ=1

КнV=1,1

Расчетное контактное напряжение

δн=376  (2.36)

δн=376 =510,03мПа (0,9…1,05)[ δн]

445,5мПа<510,03мПа>519,75мПа

условие выполняется 
 
 
 

 

3 Расчет ременной  передачи  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Условное обозначение 

d1;d2- диаметры ведущего и ведомого шкива

1. межосевое расстояние

α- угол обхвата  ремнем малого шкива 

Q- угол наклона  линии центров передачи к горизонту