Курсовая работа: Проектирование привода технологического оборудования

Округлим b_{w 2} до ближайшего числа из ряда на с. 10 [1].

Ширину венца шестерни b_{w 1} примем на 3 мм больше чем b_{w 2} :

b_{w 1} = 50+3=53

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для непрямозубых колес m = m_n .

Диаметры делительных окружностей прямозубых колес d_j = mZ_j ,

то же, для косозубых колес :

d ₁ ==61 мм; d ₂ ==188 мм.

Диаметры окружностей вершин при x = 0: d_aj = d_j + 2m (1 + x_j ):

d_{a 1} =65 мм; d_{a 2} =192 мм

Диаметры окружностей впадин d_fj = d_j – 2m (1.25 – x_j ):

d_{f 1} =56 мм; d_{f 2} =183 мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V == 1,54 м/с

Степень точности передачи выбираем по табл. 8 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n _ст =8

2.5 Проверочные расчеты передачи

2.5.1 Проверка прочности на выносливость по контактным напряжениям

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны

=,

где Z- коэффициент вида передачи, Z= 8400

K_Н – коэффициент контактной нагрузки,

K_Н = K_{H α} K_{H β} K_{Н V} .

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_{H α} =1+ A ( n _ст – 5) K_w =1+0,15 (8–5)*0,228=1,103

где А = 0.06 для прямозубых и А = 0.15 для косозубых и шевронных передач;

K_w – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

K_w = 0.002НВ ₂ + 0.036 (V – 9)=0,228

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_{H β} =1+ (K – 1) K_w ,