Курсовая работа: Энергетический и кинематический расчет привода

Длина общей нормалишестерни и колеса:

Далее рассчитываем силы в зацеплении зубчатых колес.

Рассчитаем вращающий момент

T₁ = 9550*1,3*N/n₁ = 9550*1,3*2,5/162 = 191 H*м;

Расчетный вращающий момент на колесе

T₂ = T₁ *U* = 191-3,8*0,97 = 704 Н*м;

Расчетная окружная сила

F_t = 2000*T₁ /d₁ = 2000*191/100 = 3820 H;

Расчетная радиальная сила

F_r = F_t *tg _t = 3820*tg20⁰ = 1375 H;

Расчетная осевая сила

F_x = F_t *tg 3820*tg 0⁰ = 0 H;

Расчетная нормальная сила

F_n = F_t /(cos _t *cos _b ) = 4064 H;

Затем провожу проверочный расчет передачи на контактную выносливость и на напряжения изгиба.

Удельная расчетная окружная сила

_t = F_t /6H/м;

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубъев в полосе зацепления: z_H = 2,5;

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: z_ = 0,87 для _ = 0;

Расчетные контактные напряжения:

_H = 326 мПа;

0,7*_{H p} <= _H <= _{H p} ; 0,7*346 <= _H <= 346;

242 <= 326 <= 346;

Эквивалентное число зубъев шестерни: z_{v 1} = z₁ /cos³  = 20; Эквивалентное число зубъев колеса: z_{v 2} = z₂ /cos³  = 76;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений шестерни:

Y_{FS 1} = 3,47*13,2/z_{v 1} –27,9*x₁ /z_{v 1} +0,092x₁ ² = 3,7;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса: