1. Расчет допускаемых контактных напряжений

По ГОСТ 21354-87.

Допускаемые контактные напряжения вычисляют по формуле:

где – предел выносливости по контактным напряжениям;

– коэффициент запаса (безопасности);

– коэффициент долговечности,

Должно выполняться условие

- Допускаемое контактное напряжение для колеса.

- Допускаемое контактное напряжение для шестерни.

условие выполнено.

4.2 Проектный расчет цилиндрических прямозубых передач.

Крутящий момент на колесе

Частота вращения колеса ;

Передаточное число ;

Расчетные допускаемые контактные напряжения ;

Обороты ведущего вала

Межосевое расстояние: a_ω=109 мм.

Модуль m=2.

Количество зубьев: z_колеса=85; z_{шестерни}=24.

Делительный диаметр: d_колеса=170мм; d_{шестерни}=48мм.

Диаметр вершин зубьев: d_{a колеса}=174мм; d_{a шестерни}=52 мм

Коэффициент ширины колеса

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Межосевое расстояние ( )

Межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного по ГОСТ 2185-66 принимаем =110мм;

Назначаем нормальный модуль по соотношению , имеем . По ГОСТ 9563-80 принимаем .

Определяем число зубьев шестерни.

Число зубьев колеса:

Уточняем передаточное число

Определяем диаметры делительных окружностей колёс.

Проверка межосевого расстояния:

Определяем ширину зубчатых колёс.

Ширину зубчатого венца шестерни назначаем на 4 мм больше, т.е.

4.3 Проверочный расчет цилиндрических прямозубых передач.

Проверочный расчет проводим в соответствии с ГОСТ 21354-87

Расчетная зависимость для проверки передачи на контактную выносливость зубьев имеет вид

-коэффициент, учитывающих форму сопряженных поверхностей зубьев. В случае прямозубой передачи равен единице.

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, МПа^1/2.

- приведённый модуль упругости; -коэффициент Пуассона,

Для пары стальных колес имеем ; ,тогда

Окружная сила

Коэффициент нагрузки

Таким образом имеем:

Условие выполнено

Проверяем передачу на изгибную выносливость зубьев

Условие прочности по напряжениям изгиба для зубьев колеса и шестерни

=500 МПа

Пользуясь рекомендациями, считаем коэффициент концентрации нагрузки и коэффициент динамичности нагрузки

В нашем случае

на изгибную выносливость проверяем зубья шестерни.

Условие выполнено.

4.3 Определение усилий в зацеплении

В зацеплении косозубой передачи действует три силы.

Окружная сила:

.

Осевая сила отсутствует, т.к передача прямозубая.

Радиальная сила

5. Расчет ремённой передачи.

Диаметр меньшего шкива: d_м.ш=90мм

Диаметр большего шкива: d_б.ш=333мм

Межосевое расстояние: a=300мм

Длинна ремня: L=1046мм

Угол обхвата: 134^°

Количество ремней: z=4

сила на валу от натяжения ремня ;

Диаметр меньшего шкива определяется по формуле:

Округляем до стандартного значения d₁=90мм.

Диаметр большего шкива:

Межосевое расстояние назначают в интервале:

Мы возьмём расстояние a=150мм.

Длину ремня определяют по формуле:

Проверяем межосевое расстояние:

Угол обхвата меньшего шкива:

Необходимое для передачи число ремней:

Округляем z=4

Предварительное натяжение ветвей клинового ремня:

Сила, действующая на валы: