Курсовая работа: Расчет и проектирование привода

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [ H1 ] = 530 x 1 / 1,1 = 481,818 МПа;

для колеса [ H2 ] = 470 x 1 / 1,1 = 427,273 МПа.

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[ H ] = [ H2 ] = 427,273 МПа.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : KHb = 1,15 .

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем:

ba = b / aw = 0,2 , (см. стр.36[1]).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:

aw = Kax (U + 1) x (T2x KHb / [ H ] 2x U2xba ) 1/3 =

49.5 x (5,6 + 1) x (955266,557 x 1,15 / 427,2732x 5,62x 0,2)1/3 = 322,219 мм.

где для прямозубых колес Кa = 49.5, передаточное число передачи U = 5,6; T2 = Тколеса = 955266,557 Нxм - момент на колесе.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет : aw = 315 мм .

Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:

mn = (0.01...0.02) x aw мм, для нас: mn = 3,15 . . . 6,3 мм, принимаем:

по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 3,5 мм.

Задаемся суммой зубьев:

Z = z1 + z2 = 2 x aw / mn = 2 x 315 / 3,5 = 180

Числа зубьев шестерни и колеса:

z1 = Z / (U + 1) = 180 / (5,6 + 1) = 27,273

Принимаем: z1 = 27

z2 = Z - z1 = 180 - 27 = 153

Угол наклона зубьев  = 0o .

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d1 = mnx z1 / cos() = 3,5 x 27 / cos(0o) = 94,5 мм;

d2 = mnx z2 / cos() = 3,5 x 153 / cos(0o) = 535,5 мм.

Проверка: aw = (d1 + d2) / 2 = (94,5 + 535,5) / 2 = 315 мм.