Курсовая работа: Энергетический и кинематический расчет привода

d⁰ _{ 1} – предполагаемый начальный диаметр шестерни;

Выбираем рабочую ширину из соотношения

Она равняется 110мм

;

Выбираем число зубъев колеса из условия: z₁ >16;

Принимаем z₁ =20;

Затем вычислим число зубъев колеса по выражению:

z₂ =z₁ *U⁰ = 20*3,4 = 68;

где z₁ – число зубъев шестерни;

U⁰ – предполагаемое передаточное число;

Угол наклона линии зуба =0⁰ , так как по условию задания передача циклическая, прямозубая.

Расчитываем предполагаемый модуль по формуле:

m⁰ = 2*a_g *cos /(z₁ +z₂ ) = 2*300*cos 0/(20+68) = 6,8мм;

где a_g – желаемое межосевое растояние;

 - угол наклона линии зуба;

z₁ – число зубъев шестерни;

z₂ – число зубъев колеса;

Выбираем значение модуля по выражению m=m⁰ из ряда модулей СТСЭВ310-76.

;

Значение модуля равняется 7мм.

Выбираем коэффициенты смещения шестерни и колеса x₁ =0,5; x₂ =0,5 из условия, что 17<=z₁ <=30 и U⁰ <3,5.

3.2 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость

Проверочный расчет передачи на контактную выносливость производится по расчетным контактным напряжениям. Они рассчитываются по формуле:

Необходимо выполнение условия 0,7*_нр <= _н <= _нр .

где z_н – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полосе зацепления, и он равен z_н =2,4;

z_ - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, он равен z_ =0,88;

_t – удельная расчетная окружная сила, _t =89Н/мм.

0,7*361,6 <= 357 <= 361,6;